Проектирование электромеханического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

ОГЛАВЛЕНИЕ

Техническое задание

Аннотация

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2 Проектный расчет зубьев на контактную прочность

2.3 Определение основных размеров колес

2.4 Проверочный расчет на контактную прочность

2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

2.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса

5. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

6. Расчет ременной передачи

7. Эскизная компоновка редуктора

8. Проверка долговечности подшипников качения

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Выбор сорта масла для редуктора

Список использованной литературы

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных.

Исходные данные:

F_t = 1500 Н, V = 2 м/с, n = 3000 мин^-1, D = 315 мм, В = 450 мм.

Кинематическая схема привода:

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

1 - электродвигатель;

2 - клиноременная передача;

3 - редуктор одноступенчатый цилиндрический;

4 - муфта предохранительная.

АННОТАЦИЯ

Ушакова Ю.А. Проектирование электромеханического привода.- Златоуст, ЮУрГУ, 2004.- 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 зубчатого колеса.

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

электродвигатель кинематический привод передача

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 рабочего органа.

,

Мощность на валу рабочего органа:

, (2)

.

Требуемая мощность электродвигателя:

, (3)

.

По таблице П1 [ ] выбираем электродвигатель с условием, что , тогда .

Вычисляем частоту вращения двигателя с учетом скольжения, ,

, (4)

где - синхронная скорость двигателя, ;

S - скольжение, равное 3,3.

.

Угловая скорость вала двигателя,

. (5)

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 передачей

, (11)

где - передаточное число редуктора, принимаем 5;

- 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 допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответственно

,

.

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 K_a=43;

К_н - 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

.

Стандартное значение модуля - 2.

Примем предварительно угол наклона зубьев

, .

Определяем число зубьев шестерни по формуле

.

Округляем до .

Уточняем значение по формуле

,

где z₂=z₁u_ред

2.3 Определение основных размеров колес

Определяем основные размеры колес:

Делительные диаметры ,мм определяем по формуле

,

,

.

Проверяем межосевое расстояние a_w , мм

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

Диаметры вершин зубьев мм

,

Ширина колес мм

2.4 Проверочный расчет на контактную прочность

Проверку контактных напряжений производим по формуле

Так как : 419,53<490,91, следовательно, расчет выполнен правильно.

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная сила,

;

радиальная сила,

,

где

- осевая сила,

2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

Определяем допускаемое напряжение изгиба,

,

где ;

[S_F] - коэффициент безопасности, равный 1,75.

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

Вычисляем отношения:

,

В дальнейшем расчет ведем для второго колеса, так как для него отношение, вычисленное по формуле ( ), меньше.

2.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

где - коэффициент нагрузки [ , с. 295]

3,6 , [ , с. 42]

- коэффициент учитывающий наклон зубьев;

, [ , с. 296]

b - ширина того из колес передачи, для которого отношение ( ) 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,

,

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 25 МПа.

Округляем полученное значение до 22 мм.

Находим значение ,мм.

.

Ведомый вал, диаметр выходного конца вала,

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 20 МПа.

Округляем полученное значение до 40 мм.

Находим значение ,мм.

Находим значение ,мм.

Длины участков валов определяются в зависимости от ширины насаживаемых деталей.

4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Основные размеры шестерни и колеса приведены в пункте 2.3.

Кроме того, находим:

- диаметр ступицы колеса,

- длина ступицы,

,

- толщина обода, , мм.

- толщина диска с, мм

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОНСТРУКТИВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщина стенок,

Принимаем толщину стенок 8мм.

Толщина фланца верхнего пояса корпуса и пояса крышки

, мм

Толщина фланца нижнего пояса корпуса , мм

Принимаем толщину нижнего пояса корпуса 20мм.

Диаметры болтов для крепления к фундаменту редуктора,

Принимаем фундаментальные болты с резьбой М 18.

Диаметры болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипников,

Принимаем болты, крепящие крышку к корпусу у подшипников, с резьбой М 14.

Диаметры болтов, соединяющих крышку с корпусом,

Принимаем болты, соединяющие крышку с корпусом, с резьбой М 10.

6. РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

По номограмме [ с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае n₁=n_дв = 2967 об/мин) и передаваемой мощности Р = Р_треб = 3,33 кВт принимаем сечение клинового ремня А.

Вращающий момент,

Диаметр меньшего шкива,

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

Диаметр большего шкива,

Из стандартного ряда принимаем

Уточняем передаточное отношение

При этом угловая скорость вала B будет, рад/с

Расхождение с тем, что было получено ранее ( ),

что менее допускаемого на .

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

и .

Межосевое расстояние а_p , мм, следует принять в интервале

,

где Т_о =8 мм - высота сечения ремня (табл. 7.7)

Принимаем предварительно значение а_р = 500 мм.

Расчетная длина ремня, L, мм

Ближайшее стандартное значение [ с. 131] L = 2000 мм.

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

Где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01·2000=20 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025·2000=50 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива,

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

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [ с. 135] для ремня сечения А при длине L = 2000 мм C_L = 1,03.

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

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

Число ремней, z, в передаче определим по формуле

где Р₀ - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [ с. 132], для ремня сечением А при длине L = 1700 мм, работе на шкиве d1 = 100 мм и мощность Р0 = 1,76 кВт (то, что ремень иметь другую длину L = 2000 мм, учитывается коэффициентом С_L).

Принимаем z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня, , Н, по формуле

где v - скорость, м/с,

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

Тогда

Давление на валы, по формуле

Ширина шкивов В_ш ,мм

где е = 15 мм, f = 10 мм - размеры канавок для ремня сечения А.

7. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

8 ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Условное обозначение подшипника: мм - подшипник 50207.

Ведущий вал.

Н

( )

( )

( )

( )

где l₁ - из эскизной компоновки, ;

мм

Выразим из ( ) реакцию опоры Х_В, Н

Выразим из ( ) реакцию опоры Х_А, Н

Проверка: :

Выразим из ( ) реакцию опоры Y_В, Н

Выразим из ( ) реакцию опоры Y_А, Н

Проверка: :

Ведомый вал.

( )

( )

( )

( )

где l₂ - из эскизной компоновки, ;

мм

Выразим из ( ) реакцию опоры Х_В, Н

Выразим из ( ) реакцию опоры Х_А, Н

Проверка: :

Выразим из ( ) реакцию опоры Y_В, Н

Выразим из ( ) реакцию опоры Y_А, Н

Проверка: :

Вычисляем реакции опор

Ведущий вал.

Ведомый вал.

Определим эквивалентную нагрузку на подшипник

где - для нормальных условий работы;

X,Y - табличные данные [ с. 213];

V = 1.

Ведущий вал.

X = 0,56; Y = 1,99

Ведомый вал.

X = 0,56; Y = 1,99

Находим расчетную долговечность подшипников качения, ч

Ведущий вал

Ведомый вал

9 ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

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

Материал шпонок - сталь45 нормализованная.

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

Проверим на прочность шпонку на валу двигателя: d = 28 мм; bxh = 8x7 мм; t₁ = 4 мм; Т_дв = 10,72х10³ Нмм из формулы ( ); длина шпонки l_шп, мм по формуле

Значение длины шпонки l = 40 мм является стандартным.

Ведущий вал: d_в1 = 22 мм; bxh = 8x7 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l_шп, мм по формуле ( ); Т₁ = 50х10³ 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 [ c.286].

Проверяем шпонку под муфтой: d_в2 = 40 мм; bxh = 12x8 мм; t₁ = 5 мм; Т₂ =245х10³ Нмм; В_м = 160 мм [ c. 287] длина шпонки l_шп определяется по формуле ( )

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.

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 d_k2= 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [ с. 165]: и ; масштабные факторы 0,82 и 0,70 [ с. 166]; коэффициенты чувствительности несимметричного цикла 0,15 и 0,1 [ с. 166]; крутящий момент Нмм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости , Нмм.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости , Нмм.

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

Вычисляем моменты сопротивления кручению W_k ,мм³ и изгибу W_и, мм³ соответственно по формулам

где t₁ = 5,5 мм,

b = 14 мм. [ c. 169]

Амплитуда ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений

Амплитуда нормальных напряжений изгиба ,МПа

среднее напряжение .

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям ,

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям ,

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А, s

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

Расчет сечения К-К.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипников с гарантированным натягом [ , с.166] для диаметра d_п2 = 45 мм и ; принимаем 0,15 и 0,1 [ с. 166].

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

,

где х1 примем равным 50мм,

Fв - сила давления на вал



Осевой момент сопротивления сечения W, мм³

Амплитуда нормальных напряжений ,МПа

Среднее напряжение

Полярный момент сопротивления ,мм³

Амплитуда ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К

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

Расчет сечения Л-Л.

Концентрация напряжений обусловлена переходом от d_k2 = 50 мм к d_п2 = 45 мм. Коэффициенты концентрации напряжений и [ , с. 163]. Масштабные факторы и .

По эпюрам находим изгибающий момент в сечении Л-Л

Осевой момент сопротивления сечения W, мм³

Амплитуда нормальных напряжений ,МПа

Полярный момент сопротивления ,мм³

Амплитуда ,МПа и среднее напряжение ,МПа цикла касательных напряжений

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л

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 [ , с.253]. При контактных напряжениях МПа и скорости м/с (или 13,98) рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м²/с (или 23*10^-6). Принимаем масло индустриальное И-40А (или И-20А) (по ГОСТ 20799-75) [ ,с.253].

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом Литол 24 (ГОСТ 21150-75) [ ,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. Зайнетдинов 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 http://www.allbest.ru/