Привод специального назначения

Кинематический расчет электромеханического привода. Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора. Выбор материала и твердости колес. Расчет на прочность валов редуктора, подшипников.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 09.10.2011
Размер файла 8,5 M

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/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального

Образования «Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова»

Пояснительная записка курсовой работы

по дисциплине «Прикладная механика»

Привод специального назначения

Студент группы

Вейкман Д.П.

Барнаул 2011

Задание

Дано

Вариант №10.

F,кН

U,м/с

t,мм

Z

35

0.35

160

8

1 - Электродвигатель.

2 - Редуктор.

4 - Муфта зубчатая.

5 - Вал машины.

6 - Рама.

1.Кинематический расчет электромеханического привода

1.1 Выбор электродвигателя

Электродвигатель выбирают из каталогов по требуемой мощности и частоте вращения. Электродвигатель не проверяют на нагрев, потому что для проектируемых приводов вал машины во время эксплуатации нагружен мало изменяющейся нагрузкой.

1.1.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ.т.В /общ

где РВ - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе для приводного вала;

общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

1) Величину РВ (кВт) определяют в соответствии с исходными данными задания по одной из формул:

РВ =FV=35*0,35=12,25 кВт.

2) Величину общ определяют в зависимости от КПД () звеньев кинематической цепи привода от вала электродвигателя до приводного вала машины.

общ=ц.б.ц.т.м..б.о.п.

где ц.б.,ц.т - КПД быстроходной цилиндрической передачи редуктора; м..т - КПД муфты тихоходного вала; о.п - КПД опор приводного вала машины.

мб =0,99, ц.б.=0,97, ц.т.=0,97, цсп.=0,93, о.п.=0,99

общ =0,99*0,97*0,97*0,93*0,99=0,857

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.т.=12,25/0,857=14,29 кВт

1.1.2. Определение требуемой частоты вращения

nэ.т.=n вuобщ

где nв - частота вращения приводного (выходного) вала;

uобщ=( )ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину nв (мин-1) определяют в соответствии с исходными данными задания по формуле:

==26,25 мин-1

2) Величину uобщ определяют в зависимости от передаточных чисел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

uобщ= uц.б. uц.т. . uцеп

где uц.б - передаточное число быстроходной цилиндрической передачи редуктора; uц.т - передаточное число тихоходной цилиндрической передачи редуктора.

9,37

126

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

245,96 мин-1

3307,5 мин-1

1.1.3 Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют применять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти двигатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

По диапазону требуемой частоты вращения подходят несколько двигателей. Предварительно выбираем три наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу 1.1:

электромеханический привод электродвигатель передача

Таблица 1.1

Тип электродвигателя

Рэ,кВт

nэ,мин-1

АИР 160S2

15

2910

АИР 160S4

15

1455

АИР 160M6

15

970

1.2 Определяем передаточные числа передач привода

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

uобщ=nэ/ nв=110,85

uобщ=nэ/ nв=55,42

uобщ=nэ/ nв=36,95

1.2.2 Определяем передаточное число редуктора

uред= uобщ ; Диапазон uред=[7,1…40] ; рекомендуемое uред=( 12,5…22,4)

Двигатель

Рэ,кВт

nэ, мин-1

uобщ

uред

АИР 160S2

15

2910

110,85

44,34

АИР 160S4

15

1455

55,42

22,16

АИР 160M6

15

970

36,95

14,78

Выбираем для проектирования:

АИР 160S4; Рэ=15кВт; nэ=1455 мин-1; uред =22,16; uобщ =55,42.

1.2.3 Определяем передаточные числа иБ быстроходной и uТ тихоходной ступеней редуктора

Расчетные значения uБ, и uТ округляем до ближайшего стандартного (по значению передаточных чисел одноступенчатых редукторов) - uТ=5; uБ=4,5. Уточняем передаточное число редуктора: uред. =uБ uТ=22,5

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода

1.3.1 Частота вращения

1. вал электродвигателя: nэ=1455 мин-1;

2. быстроходный вал редуктора: nБ = nэ =1455 мин-1;

3. промежуточный вал редуктора: nП = nБ / uБ =323,3мин-1;

4. тихоходный вал редуктора nТ= nП / uТ = 64,66 мин-1;

5. вал машины (приводной вал): пВ= пТ =25,86 мин-1.

1.3.2 Мощность

1. вал электродвигателя: Рэ.т =14,29 кВт;

2. быстроходный вал редуктора: РБ = Рэ.т = 14,4кВт;

3. промежуточный вал редуктора: РП= 13,71 кВт;

4. тихоходный вал редуктора: РТ= 13,29 кВт;

5. вал машины (приводной): Рв = 12,23 кВт.

1.3.3 Вращающие моменты

1. вал электродвигателя: Тэ=93,83 Нм;

2. быстроходный вал редуктора: Тб= 92,89 Нм;

3. промежуточный вал редуктора: ТП=405,46 Нм;

4. тихоходный вал редуктора: ТТ= 1966,48 Нм;

5. вал машины : Тв= 4526 Нм.

Результаты расчета п, Р, Т заносим в таблицу 1.3:

Таблица 1.3

Вал привода

п, мин-1

Р кВт

Т, Нм

Вал двигателя

1455

14,29

93,83

Быстроходный вал редуктора

1455

14,14

92,89

Промежуточный вал редуктора

323,3

13,71

405,46

Тихоходный вал редуктора

64,66

13,29

1966,48

Вал машины

25,86

12,23

4526

2. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Исходные данные

Параметр

Тихоходная передача редуктора

1. Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число u б) частота вращения шестерни п1, мин-1; в) вращающий момент шестерни Т1, Нм; г) вращающий момент тихоходного вала ТТ, Нм

u=uT=5,0

n1=nП=323,3мин-1

Т1=405,46 Нм

ТТ=1966,48 Нм

2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) расположение колес относительно опор

Прямозубая;

Симметричное

3. Требуемая долговечность Lh, ч

Lh= 365*КГ*24*КС;

Lh=365*0,3*24*0,6=15768

4. Объем производства Q, шт/г

Q=1000 шт/г

5. Режим нагружения: а) коэффициенты циклограммы нагружения

б) Кп - коэффициент перегрузки по пусковому моменту двигателя

а1=1; а2=0,6; а3=0,4;

b1 =0,2; b2 =0,6; b3=0,2;

2.2 Проектировочный расчет передачи

2.2.1 Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом ТТ =1966,48 Нм. В соответствии с рекомендациями косозубой передачи при объеме производства Q =1000 шт/г и вращающем моменте ТТ >1000 Нм выбираем материал колес передачи:

Зубчатое колесо

Сталь

Термообработка

Твердость расчетная

Т, МПа

Шестерня

18ХГТ

цементация

Н1 = 60 HRC

800

Колесо

40ХН

Закалка ТВЧ

Н2.= 50 HRC

800

2.2.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния. Степень точности передачи

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния:

мм

где значение коэффициента К=6

2. Окружную скорость передачи:

Выбираем степень точности передачи: nCТ =8

2.2.3 Допускаемые напряжения

А) Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

Hlim1=23HHRC=23*60=1380 МПа;

Hlim,2=17HHRC=17*50+200=1050 МПа;

2. Коэффициенты запаса прочности: SH= 1,2;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) Базовое число циклов напряжений: NHG1, = 120106 циклов;

Базовое число циклов напряжений: NHG2 = 81,7106 циклов;

б) Число циклов нагружения при действии максимальных пиковых нагрузок:

=60n1с1Lh = 60323,3115768=305106циклoв;

Nк2=/U=61*106 циклoв;

в) коэффициент режима и номер режима нагружения:

Х==0.64

При мн=0,25 тогда: NHE1= * мн =305*106*0,25=76,25*106

NHE2= * мн =61*106*0,25=15,25*106

Коэффициенты долговечности:

1,078; ; ZN2>1

4. Коэффициенты шероховатости: zR1 = zR2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости: zV1 = zV2, = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа

Для расчета косозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение: МПа.

При этом условие []H?соблюдается, то []H=

Б). Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе: []Flim1,=750 МПа;

[]Flim1,=600 МПа;

2. Коэффициенты запаса прочности: SF1=l,55; SF1=l,7;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени усталости: q = 9

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

NFE1= * мF=305*106*0,1=30,5*106 ; NFE2= * мF=61*106*0,1=6,1*106

Коэффициенты долговечности принимаем:YN1=1,YN2=1 т.к.NFE1>4106, NFE2>4106

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем YR1,2=1,1.

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Ya = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

МПа

МПа

2.2.4 Межосевое расстояние передачи

Для расчета межосевого расстояния определяем:

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: ba = 0,25

bd=0,75

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем КА = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: КHV= 1,03.

4. Коэффициент неравномерности- распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы: = 1,13

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: КН =0,71.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

KH=1+(-1) КН=1,0923

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы

=1+0,15(nСТ-5)=1,18

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки:

Н=1+(-1) КН=1,1278

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

KH=KAKHVKHKH=1,268

Межосевое расстояние:

мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние: аw =200мм.

2.2.5 Модуль передачи

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса: b2=baaw=50 мм.

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: КFV=1,03.

Минимальное значение модуля:

;

модуль зубчатых колес выберем m=4

2.2.6 Основные размеры передачи

1. Число зубьев, коэффициент смещения:

Суммарное число зубьев:

Z = 2аw cosmin /m=100;

г) Число зубьев шестерни и колеса:

Z1= 17;

Z2= Z - Z1 =83.

2. Фактическое передаточное число:

uФ= Z2/ Z1=4,88

3. Основные геометрические параметры:

1) делительный диаметр шестерни и колеса

d1 = Z1 m/cos = 68 мм

d2 = Z2 m/cos = 332 мм

3) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

da1=d1+2m=72 мм

da2=d2+2m=76мм

4) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

df1=d1-2,5*m=58 мм

df2=d2-2,5*m=322 мм

5) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b2=ba* =50 мм; b1=55 мм

2.3 Проверочный расчет передачи

2.3.1 Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения:

Контактная прочность обеспечена, недогрузка составляет 8%, что допускается.

2.3.2 Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем:

1. Окружная сила

Н

Радиальная сила

Н

Осевая сила

Н

2. Коэффициенты формы зуба:

Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни:

МПа

=*/=369 Мпа

3. Расчет на прочность валов редуктора

3.1.1 Промежуточный вал

Выполняем эскиз промежуточного вала, ориентируясь на типовые конструкции промежуточных валов и прототип проектируемого цилиндрического редуктора.

1. Диаметр вала под колесо

53 мм

а) Диаметр под подшипник: мм

б) Диаметр буртика подшипника: мм

в) Диаметр буртика колеса: мм

г) Для цилиндрической шестерни проверяем условие:=(88…96)

Условие не выполняется, шестерня выполнена заодно с валом.

3.2 Предварительный выбор подшипника

Выбираем роликовый радиальный подшипник для промежуточного вала.

Промежуточный вал

7310

d=50 мм; D=110 мм; В=29 мм; r =3 мм;

Сr=100 кН; Соr=75,5 кН; e=0,31; Y=1,94

а) t=4,8 ;

б) переходный участок вала между ступенями ивыполняем с канавкой шириной b=5мм со округлением для выхода шлифовального круга.

в) переходные участки вала между ступенями ивыполняем с гантелью радиусом r=2,5 мм и размером f=3 мм фаски колеса а между ступенями dбп и df1; df1 и dбк с галтелью радиусом закругления R=1,6 мм.Тогда:

г) на участке вала dk для крепления колеса быстроходной передачи при мелкосерийном производстве выполняем шпоночный паз, размеры которого b=16мм и t1=6 мм :

Длину шпонки принимаем lCT=79,5мм

3.3 Определение изгибающих моментов в сечениях вала

Составляем расчетную схему вала в соответствии с рекомендациями:

1) Строим кинематическую схему редуктора.

Выбираем систему координат: XOZ - горизонтальная плоскость, YOZ - вертикальная.

2) Выбираем направление вращения быстроходного вала редуктора по часовой стрелке.

3) Выбираем направление винтовой линии зубьев шестерни левое, чтобы уменьшить суммарную внешнюю осевую силу вала.

4) Определяем силы в зацеплениях:

а) Окружная сила шерстерни и колеса:

;

Радиальные шестерни и осевая сила колеса:

;

в) Осевая сила шестерни и радиальная сила колеса:

;

Для тихоходной было рассчитано выше.

5) Строим схему нагружения валов.

6) Строим расчетную схему промежуточного вала.

7) Определяем линейные расстояния между точками приложения радиальных сил в зацеплениях и реакций в опорах:

а) рассчитываем расстояние до точки приложения радиальной реакции для выбранных шариковых радиальных подшипников:

б) определяем линейные расстояния:

8)Для двух плоскостей XOZ и YOZ строим расчетные схемы вала, где показываем силы, действующие в зацеплениях и реакции в опорах (направление реакций принимаем предварительно).

3.4 Определение реакций в опорах

В горизонтальной плоскости XOZ:

;

;

В горизонтальной плоскости YOZ:

;

;

Н;

;

3.5 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала

Значение моментов определяем для характерных сечений вала.

В горизонтальной плоскости XOZ, относительно оси Y:

Сечение A: ;

Сечение B: ;

Сечение С: Н·мм;

Н· мм;

Сечение Е:

Н·мм;

Сечение Р

В вертикальной плоскости YOZ, относительно оси X:

Сечение A: ;

Сечение B: ;

Сечение С: Н·мм;

Сечение Е:

Сечение Р:

Н·мм

Крутящий момент МК передается вдоль оси вала, а т.к. редуктор с одним потоком мощности, то величина МК в разных сечениях постоянна и совпадает со значением вращающегося момента промежуточного вала:

Н·м;

На основании полученных значений изгибающих МX, МY и крутящего МК моментов строим эпюры. Суммарные изгибающие моменты:

Н·мм;

Н· мм;

3.6 Определение напряжений в опасных сечениях вала

Сечение С-С:

мм3;

мм3

Сечение P-P:

=0.1d3=25004; =0.2d3=0.2*403=50009мм

Сечение С-С: МПа

Сечение P-P: МПа

Напряжение кручения: амплитуды и среднее напряжение цикла:

Сечение С-С: МПа

Сечение P-P: МПа

3.7 Расчет на сопротивление усталости и статическую прочность

Материал вала-шестерни сталь 40ХН, для которой по табл. 10: ув=920МПа; ут=750МПа;

фт= 450Мпа; у-1=420МПа; шф=0,1.

3.7.1 Расчет на сопротивление усталости

Сечение С-С:

= 1,7; = 2,05;=0,7; =0,7;

Kу /=4,5; /=2,7;

=0,83; =0,9;=1

Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу:

Для шпоночной канавки ;

Для посадки с натягом

Для шпоночной канавки:

Для посадки с натягом:

Пределы выносливости в сечении вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения :

;

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении С-С:

Сопротивление усталости в сечении С-С обеспечено.

Сечение P-P:

; ;

= 2,45; = 2,25 (при r/d = 2/45=0,04);

=0,83 =0,9;=1 (поверхность вала без упрочнения)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

Пределы выносливости в сечении вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения :

;

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении P-P:

Сопротивление усталости в сечении Р-Р обеспечено.

3.7.2 Расчет на статическую прочность

Возможную перегрузку в приводе условно принимаем равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя: КП =2,2 - коэффициент перегрузки.

Сечение С-С:

МПа

МПа;

;

;

Сечение Р-Р:

МПа

МПа;

;

;

Запас статической прочности в сечении Р-Р обеспечен.

4.Расчет на долговечность подшипников промежуточного вала

4.1 Исходные данные

dп=50мм

а) частота вращения промежуточного вала ;

б) долговечность ;

в) реакции в опорах:

2601Н;

10117 Н;

;

г) сведения о подшипнике 7310:

; ;

Расчетная схема

4.2 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

Для шариковых радиальных подшипников с малым углом контакта б=120.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Т. к. S1 <S2 и FA < S2-S1, то принимаем Fa1 = S2 - FА =1726 H, Fa2 = S2 =2603 H.

Определяем соотношение

для подшипника 1: ;

для подшипника 2:;

Эквивалентная нагрузка

а) коэффициент вращения: V=1, т.к. вращается вал;

б) коэффициент безопасности:

в) температурный коэффициент: , т.к.

Т. к. Р2 > Р1, то подшипник опоры 2 более нагружен.

Приведенная эквивалентная нагрузка:

a1=1; a23=0,65

Долговечность подшипника:

, поэтому предварительно назначенный подшипник 306 пригоден

5. Литература

1. Ковалев И.М. Кинематический расчет электромеханического привода/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2005. - 28с.

2. Ковалев И.М. Конструирование и расчет на прочность валов редуктора/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 52с.

3. Ковалев И.М. Расчет зубчатых цилиндрических передач на прочность/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 36с.

4. Ковалев И.М., Серов Я.А. Методические указания по конструированию и расчету валов на прочность, подбору подшипников качения/ Алт. политехн. ин-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Б. И., 1992. - 41с.

5. Ковалев И.М., Цыбочкин С.Г. Расчет и проектирование передач с гибкой связью. Часть 2. Цепные передачи: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике, деталям машин и основам конструирования для студентов всех специальностей и форм обучения/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1999. - 30с.

6. Ковалев И.М., Янковская Г.С. Детали машин: Справочный материал для расчета и конструирования деталей и узлов машин/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Б.И., 1993. - 70с.

7. Подшипники качения: Справочник-каталог/ Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностроение, 1984. - 280с

Размещено на Allbest


Подобные документы

  • Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.

    курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015

  • Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014

  • Кинематический расчет привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения. Расчет закрытых передач, выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений. Расчет валов и подшипников, корпуса редуктора. Смазка и сборка редуктора.

    курсовая работа [460,3 K], добавлен 10.10.2012

  • Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.

    курсовая работа [859,3 K], добавлен 06.05.2012

  • Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.

    курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014

  • Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

  • Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010

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.