Проектирование электромеханического привода

Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение допускаемых контактных напряжений. Проектный расчет зубьев на прочность. Предварительный расчет валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни, колеса и корпуса редуктора.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 24.07.2011
Размер файла 291,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кафедра “Детали машин и ТММ”

Расчетно - пояснительная записка к курсовому проекту

тема: Проектирование электромеханического привода

Златоуст 2009 г.

Аннотация

Парфиров Е.А. Проектирование электромеханического привода. - Златоуст, ЮУрГУ, 2009.- с.

В проекте выполнен выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, включающего редуктор, муфту и ременную передачу, его прочностные и геометрические расчеты зубчатых колес, валов и шпоночных соединений, проверка долговечности подшипников качения, выбор смазки зубчатых колес и расчет открытой передачи. Расчет на пояснительной записке. Прилагаются сборочный чертеж редуктора со спецификацией на его детали, кинематическая схема привода и рабочий чертеж вала.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем коэффициент полезного действия привода.

, (1)

где - коэффициент полезного действия для пары цилиндрических колес; - коэффициент полезного действия для пары подшипников качения; - коэффициент полезного действия для ременной передачи; - потери в опорах.

,

Мощность на валу рабочего органа, Рр.о., кВт

, (2)

.

Требуемая мощность электродвигателя, Ртреб., кВт

, (3)

.

. (5)

Определим диаметр рабочего органа по формуле

. (6)

Угловая скорость рабочего органа

. (7)

Частота вращения рабочего органа, ,

. (8)

Определяем передаточное отношение привода i

. (9)

Передаточное число привода,

. (10)

Разбиваем полученное число между редуктором и открытой передачи

, (11)

где - передаточное число редуктора, принимаем 3,15; - передаточное число открытой передачи, определим по формуле

. (12)

Определим частоту вращения вала редуктора с меньшим колесом,

. (13)

Определим частоту вращения вала редуктора с большим колесом, ,

. (14)

Определим угловую скорость вала редуктора с меньшим колесом,

. (15)

Определим угловую скорость вала редуктора с большим колесом,

. (16)

Вращающие моменты на валу с малым и большим колесом, соответственно, Нм

(17)

.(18

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем контактные напряжения,

, (19)

где , МПа; HB - твердость по Бринеллю; - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации принимается равным 1. - коэффициент безопасности равен 1,1;

,

.

Вычисляем результирующее напряжение , МПа

(20)

Исходя из условия расчет в дальнейшем производим с контактным напряжением равным .

2.2 Проектный расчет зубьев на контактную прочность

Определяем межосевое расстояние по формуле

, (21)

где Ka=43; Кн - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зацеплении и по длине одного зуба, равен 1,25. - коэффициент ширины колеса, равен 0,4

.

Расчетное значение округляем до стандартного:

Вычисляем нормальный модуль зацепления

(22)

Стандартное значение модуля - 2.

Примем предварительно угол наклона зубьев , .

Определяем число зубьев шестерни по формуле

, (23)

Уточняем значение по формуле

(24)

где z2=z1uред = 333,15 = 103,95104

2.3 Определение основных размеров колес

Определяем основные размеры колес:

Делительные диаметры ,мм определяем по формуле

, (25)

,

.

Проверяем межосевое расстояние aw , мм

(26)

Отклонение от ранее рассчитанного значения межосевого расстояния не превышает 3%.

Диаметры вершин зубьев мм

, (27)

Ширина колес мм

, (28)

, (29)

2.4 Проверочный расчет на контактную прочность

Проверку контактных напряжений, производим по формуле

, (30)

Так как : 450,63<474,55, следовательно, расчет выполнен правильно.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная сила,

, (31)

- радиальная сила,

, (32)

где

- осевая сила,

, (33)

2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

Определяем допускаемое напряжение изгиба,

, (34)

где ; [SF] - коэффициент безопасности, равный 1,75.

Находим коэффициенты формы зуба шестерни,, и колеса, , (в зависимости от числа зубьев) [4, с. 42].

Вычисляем отношения:

, (35)

, (36)

2.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

Проверочный расчет по допускаемым напряжениям изгиба, , производим по формуле

, (37)

где - коэффициент нагрузки [4, с. 295]

3,6, [4, с. 42]

коэффициент учитывающий наклон зубьев;

, [4, с. 296] b - ширина того из колес передачи, для которого отношение (36) меньше.

Так как , следовательно проверочный расчет зубьев на изгибную прочность удовлетворяет требованиям.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Выполнятся без учета деформации изгиба, только на кручение.

Ведущий вал: диаметр выходного конца вала,

, (38)

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 25 МПа.

Округляем полученное значение до стандартного: мм

, (39)

Округлив полученное значение до стандартного получим мм.

Ведомый вал,

, (40)

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 20 МПа.

Округляем полученное значение до стандартного: мм.

, (41)

Округлив полученное значение до стандартного получим мм

, (42)

Длины участков валов определяются в зависимости от ширины насаживаемых деталей: , .

Рисунок 1 - Ведущий вал без учета ширины насаживаемых деталей

Рисунок 2 - Ведомый вал без учета ширины насаживаемых деталей

4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса

Основные размеры приведены в пункте 2.3

Кроме того, находим конструктивные размеры:

- диаметр ступицы колеса, , длина ступицы,

, (43)

, (44)

Принимаем .

- толщина обода, колеса составляет модуля

, (45)

Принимаем

. (46)

5. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

Толщина стенок,

, (47)

Округляем до .

Толщина фланца верхнего пояса корпуса и пояса крышки, соответственно, , .

, (48)

, (49)

Принимаем .

Диаметры болтов для крепления к фундаменту редуктора,

, (50)

,

Принимаем и болты с резьбой М18.

Диаметры болтов крепящих крышку к корпусу у подшипников,

, (51)

,

Принимаем и болты с резьбой М14.

Диаметры болтов соединяющих крышку с корпусом,

, (52)

,

Принимаем и болты с резьбой М10.

6. Расчет ременной передачи

электродвигатель расчет прочность редуктор

По номограмме [4, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1 (в нашем случае n1=nдв = 967 об/мин) и передаваемой мощности Р = Ртреб = 4,18 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент,

, (53)

Диаметр меньшего шкива,

, (54)

Исходя из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 принимаем, что .

Диаметр большего шкива,

, (55)

Из стандартного ряда принимаем

Уточняем передаточное отношение

, (56)

При этом угловая скорость вала B будет, рад/с

, (57)

Расхождение с тем, что было получено ранее (15),

,

что менее допускаемого на .

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов и .

Межосевое расстояние ар , мм, следует принять в интервале

, (58)

,

, (59)

Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм.

Расчетная длина ремня, L, мм

, (60)

Ближайшее стандартное значение [4, с. 131] L = 1800 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния ар, мм, с учетом стандартной длины ремня L

, (61)

, (62)

, (63)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01·1800=18 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025·1800=45 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива,

, (64)

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи [4, с. 136]: для привода к ленточному конвейеру при односменной работе Ср = 1,0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [4, с. 135] для ремня сечения Б при длине L = 1800 мм коэффициент CL = 0,95.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [4, с. 135] при коэффициент .

Коэффициент учитывающий число ремней в передаче [4 с. 135] предполагая , что число ремней в передаче будет от четырех до шести, примем коэффициент Cz = 0,90.

Число ремней, z, в передаче определим по формуле

, (65)

где Р0 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [4, с. 132], для ремня сечением Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d1 = 140 мм и мощность Р0 = 2,37 (то, что ремень иметь другую длину L = 1800 мм, учитывается коэффициентом СL).

Принимаем z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня, , Н, по формуле

, (66)

где v - скорость, м/с,

, (67)

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил [4 c. 136] для ремня сечения Б коэффициент .

Тогда

Давление на валы, по формуле

, (68)

Ширина шкивов Вш , мм

, (69)

8. Проверка долговечности подшипников качения

Условное обозначение подшипника: мм - подшипник 50207.

Ведущий вал.

Н, (70)

, (71)

, (72)

, (73)

, (74)

где l1 - из эскизной компоновки, ;

мм, (75)

Выразим из (71) реакцию опоры ХВ, Н

, (76)

,

Выразим из (72) реакцию опоры ХА, Н

, (77)

Проверка: :

, (78)

Выразим из (73) реакцию опоры YВ, Н

, (79)

,

Выразим из (74) реакцию опоры YА, Н

, (80)

Проверка: :

, (81)

Ведомый вал.

, (82)

, (83)

(84)

(85)

где l2 - из эскизной компоновки, ;

Выразим из (82) реакцию опоры ХВ, Н

, (86)

Выразим из (83) реакцию опоры ХА, Н

, (87)

Проверка: :

, (88)

Выразим из (84) реакцию опоры YВ, Н

, (89)

,

Выразим из (85) реакцию опоры YА, Н

, (90)

,

Ведущий вал.

Ведомый вал.

Определим эквивалентную нагрузку на подшипник, Fэкв, Н

, (94)

где - для нормальных условий работы; X,Y - табличные данные [4 с. 213]; V = 1.

Ведущий вал.

X = 1; Y = 0,

Ведомый вал.

X = 0,56; Y = 1,99,

Находим расчетную долговечность подшипников, L, час

, (95)

Ведущий вал

Ведомый вал

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78 [4, с. 169]

Материал шпонок - сталь45 нормализованная.

, (96)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице МПа, при чугунной МПа.

Проверим на прочность шпонку на валу двигателя: d = 38 мм; bxh = 12x8 мм; t1 = 5 мм; Тдв = 41,28х103 Нмм из формулы (53); длина шпонки l, мм по формуле

, (97)

где В - ширина шкива, муфты, в зависимости от того, что используется в данном случае.

,

Выбираем стандартную длину шпонки l = 50 мм;

,

Ведущий вал: d = 30 мм; bxh = 10x8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l, мм по формуле (97); Т1 = 110х103 Нмм;

,

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под фрикционной муфтой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Выбираем муфту предохранительную фрикционную 400-45-1 по ГОСТ 15622-77 [4 c.286].

Проверяем шпонку под муфтой: d = 45 мм; bxh = 14x9 мм; t1 = 5,5 мм; Т2 = 339,57х103 Нмм; длина шпонки, l, мм по формуле

, (98)

,

Выбираем стандартную длину шпонки l = 80 мм,

.

Выберем шпонку под зубчатое колесо: , , тогда выбираем шпонку 2-16х10х80.

Из всех выше приведенных расчетов в данном пункте видно, что условие выполняется для всех шпонок.

10. Уточненный расчет валов

Расчет выполняем только для ведомого вала на изгиб и на кручение. Для трех сечений: А-А, К-К, Л-Л.

Рисунок 4 - Расположение сечений для ведомого вала

Общие данные: материал вала - сталь 45 нормализованная, при ее прочности , предел усталостной прочности (по нормальным напряжениям), (по касательным напряжениям).

Расчет сечения А-А.

Диаметр вала в этом сечении dk2= 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [4 с. 165]: и ; масштабные факторы 0,84 и 0,71 [4 с. 166]; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1 [4 с. 166]; крутящий момент Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости , Нмм.

(99)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости , Нмм.

, (100)

.

Находим суммарный изгибающий момент в сечении А-А МА-А ,Нмм.

, (101)

.

Вычисляем моменты сопротивления кручению Wk ,мм3 и изгибу Wи, мм3 соответственно по формулам

, (102)

, (103)

где t1 = 6,0 мм, b = 16 мм. [4 c. 169]

Амплитуда , МПа и среднее напряжение , МПа цикла касательных напряжений

, (104)

.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба , МПа

, (105)

Среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

, (106)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

, (107)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

, (108)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5.

Расчет сечения Л-Л.

Концентрация напряжений обусловлена переходом от dk2 = 55 мм к dп2 = 50 мм. Коэффициенты концентрации напряжений и [4 , с. 163]. Масштабные факторы и .

По эпюрам находим изгибающий момент в сечении Л-Л по формуле (101)

.

Осевой момент сопротивления сечения W, мм3

, (109)

.

Амплитуда нормальных напряжений ,МПа

, (110)

.

Полярный момент сопротивления ,мм3

, (111)

.

Амплитуда ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений

, (112)

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (106)

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (107)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л по формуле (108)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5.

Расчет сечения К-К.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипников с гарантированным натягом [4 , с.166] для диаметра dп2 = 50 мм; и [4 с. 166]; принимаем 0,15 и 0,1.

Находим изгибающий момент в сечении К-К , МК-К ,Нмм.

,

где х1 примем равным 50мм, Fв - сила давления на вал.

.

Осевой момент сопротивления сечения W, мм3 по формуле (109)

.

Амплитуда нормальных напряжений ,МПа по формуле (110)

.

Среднее напряжение

Полярный момент сопротивления ,мм3 по формуле (111)

.

Амплитуда ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений по формуле

, (113)

.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (106)

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям по формуле (107)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К по формуле (108)

.

Результирующий коэффициент запаса прочности удовлетворяет условию , где [s] = 2,5.

11. Выбор сорта масла для редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V, дм3 определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Устанавливаем вязкость масла [4 , с.253]. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м2/с. Принимаем масло индустриальное И-40А (или И-20А) (по ГОСТ 20799-75) [4 ,с.253].

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом Литол 24 (ГОСТ 21150-75) [4 ,с.203].

Литература

1. Богданов В.Н. и др. Справочное руководство по черчению - М.: Машиностроение, 1989. - 864 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроительных специальностей техникумов - М.: Высшая школа, 1984. - 336 с.

3. Зфйнетдинов Р.И., Цуканов О.Н., Лопатин Б.А. Прикладная механика: Учебное пособие по курсовому проекту и домашним заданиям - 2-е изд., перераб. и доп. - Челябинск: ЧГТУ, 1996. - 42 с

4. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с

5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Издание 2-е, переработанное и дополненное - Калининград: Янтарный сказ, 2002. 454 с.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Данные для проектирования электромеханического привода. Расчет зубчатых колес и валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Выбор сорта масла для редуктора.

    курсовая работа [561,0 K], добавлен 22.07.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Расчёт зубчатых колёс редуктора. Предварительный расчёт валов редуктора. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса, корпуса редуктора. Уточнённый расчёт валов. Выбор сорта масла для редуктора.

    курсовая работа [249,4 K], добавлен 24.07.2011

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.

    курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008

  • Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Подбор подшипников и шпонок для валов. Первый этап компоновки редуктора. Выбор смазки.

    курсовая работа [421,3 K], добавлен 29.02.2016

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Предварительный расчет валов редуктора. Конструкция ведущего вала. Размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Расчет клиноременной передачи. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

    курсовая работа [705,8 K], добавлен 13.01.2014

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет клиноременной передачи привода, зубчатых колес редуктора, валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников.

    курсовая работа [505,0 K], добавлен 11.11.2008

  • Расчет привода, первой косозубой передачи и подшипников. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса, корпуса редуктора. Ориентировочный и уточненный расчет валов. Выбор муфты и расчет смазки. Выбор режима работы.

    курсовая работа [435,4 K], добавлен 27.02.2009

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.