Проектирование электромеханического привода

Министерство образования Российской Федерации Южно-Уральский Государственный Университет Филиал г. Златоуста Кафедра «Техническая механика»

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу Прикладная механика на тему «Проектирование электромеханического привода»

1813.09.3715.00…00 ПЗ Нормоконтролер: Цуканов О.Н.

Руководитель работы: Цуканов О.Н.

Автор работы: Студент группы НЗД-355

Мирасов Р.Р.

Златоуст 2009

Техническое задание

Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных:

D=200 мм,

B=300 мм,

F_t=4500 H,

V=1.4 м/c,

n=1500 мин^-1

Кинематическая схема привода

1 — электродвигатель

2 — клиноременная передача

3 — редуктор одноступенчатый цилиндрический

4 — муфта предохранительная

• 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
• 2. Расчёт зубчатых колёс редуктора
• Определение допускаемых конструктивных напряжений
• Проектный расчёт зуба на контактную прочность
• Определение основных размеров колёс
• Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность
• Определяем допускаемое напряжение изгиба
• Проверочный расчёт зубьев на изгибную прочность
• 3. Предварительный расчёт валов редуктора
• 4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса
• 6. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора
• 7. Расчёт ремённой передачи
• 8. Проверка долговечности подшипников качения
• 9. Проверка прочности шпоночных соединений
• 10. Уточнённый расчёт валов
• 11. Выбор сорта масла для редуктора
• Список использованной литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Определяем коэффициент полезного действия привода:

(1)

где — для пары цилиндрических зубчатых колёс;

— для пары подшипников качение;

— для ремённой передачи;

— потери в опорах рабочего органа;

.

Мощность на валу рабочего органа:

Требуемая мощность электродвигателя:

По таблице приложения П1 [1,390] выбираем электродвигатель по условию:

По выше найденной мощности запишем марку электродвигателя:

Электродвигатель 4 А 132S4 У3.

Вычисляем частоту вращения двигателя с учётом скольжения:

Угловая скорость вала двигателя:

Угловая скорость рабочего органа:

(2),

Частота вращения рабочего органа:

Определяем передаточное отношение привода:

электромеханический привод редуктор проектирование

Передаточное число привода:

Разбиваем полученное число между редуктором и открытой передачей:

(3)

Значение принимаем 3.14; 4 или 5.

Частоты вращения и угловые скорости:

на валу шестерни:

на валу редуктора с большим колесом:

Вращающие моменты: на валу шестерни:

на валу редуктора с большим колесом:

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Определение допускаемых конструктивных напряжений

Выбираем материал колеса — Сталь 45; термическая обработка зубьев — нормализация или улучшение; назначаем твёрдость колеса —, а для шестерни твёрдость на 30 порядков выше ;

Допускаемые контактные напряжения равны:

(4)

где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

(5)

— коэффициент долговечности; - коэффициент безопасности. Вычисляем предел контактной выносливости:

для шестерни:

для колеса:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения

для шестерни:

для колеса:

Находим результирующее допускаемое контактное напряжение:

Требуемое условие выполняется, следовательно за дальнейший расчёт будем брать .

Проектный расчёт зуба на контактную прочность

Определяем межосевое расстояние по формуле:

(6)

где — для косозубых колёс;

— учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и между зубьями;

— учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба и между зубьями;

— ширина зубчатого винца колеса;

Округляем по ГОСТу в пределах заданных:

80; 90; 100; 125; 140; 160; 200; 250 (мм),

Вычисляем нормальный модуль зацепления:

Округляем по ГОСТу в пределах заданных:

1; 1.75; 2; 2.25; 2.5; 3 (мм),

Примем предварительно угол наклона зуба. Определим число зубьев шестерни по формуле:

Округляем до целого

Число зубьев колеса равно:

Уточняем значение угла по формуле:

Определение основных размеров колёс

Делительные диаметры колёс по формуле:

Диаметры вершин колёс:

Проверка межосевого расстояния:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность

Контактные напряжения равны:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

где — по ГОСТ 13 755– — 81;

окружная:

Определяем допускаемое напряжение изгиба

Допускаемое напряжение изгиба равно:

(7)

где — предел изгибной выносливости материала;

— коэффициент безопасности.

Вычисляем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни:

для колеса:

Определяем коэффициент формы зубьев в зависимости от числа зубьев:

. Находим отношение :

для шестерни:

для колеса:

.

Дальнейший расчёт выполняется для того из колёс, для которого отношение меньше.

Проверочный расчёт зубьев на изгибную прочность

Прочность зубьев на изгибную выносливость по формуле:

(8)

где — окружная сила, действующая в зацеплении;

— коэффициент, учитывающий характер нагрузки;

— коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев;

— коэффициент, учитывающий компенсацию погрешности, возникающую из-за применения расчётной схемы зуба;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

— ширина колеса;

Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчёт валов редуктора

Вычисляется без учёта деформации изгиба по напряжениям кручения.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца:

(9)

где — допускаемое напряжение кручения;

Рис. 1. Конструкция ведущего вала

Для схем с ремённой передачей округлить до ближайшего, большего стандартного значения:

12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28,30, 32, 33, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63,65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130;

Диаметр вала под подшипники:

Ведомый вал:

диаметр выходного конца:

где — допускаемое напряжение кручения;

Округлить до ближайшего, большего стандартного значения:

12, 13, 14, 15, 16, 17, 18, 19, 20, 21, 22, 24, 25, 26, 28,30, 32, 33, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 52, 55, 60, 63,65, 70, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130;

Диаметр вала под подшипники:

Диаметр вала под зубчатым колесом:

Длины участков определяются в результате эскизной компоновки редуктора по ширине насаживаемых на них деталей (зубчатого колеса, подшипника и др.).

4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса

Основные размеры шестерни и колеса определены в пункте 2.3.

Определим диаметр ступицы колеса:

Длина ступицы:

Толщина обода:

Толщина диска:

6. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

Толщина стенок:

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

Толщина фланцев нижнего пояса корпуса и пояса крышки:

Диаметры болтов:

для крепления редуктора к фундаменту:

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

соединяющих крышку с корпусом:

7. Расчёт ремённой передачи

По номограмме на рис 7.3 [1, 134] в зависимости от частоты вращения шестерни и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающийся момент:

Диаметр шестерни:

Согласно таблицы № 7.8 [1, 132] и с учётом того, что сечение клинового ремня Б, принимаем

Диаметр колеса:

(10)

где — передаточное отношение открытой передачи;

— скольжение ремня;

Принимаем .

Уточняем передаточное отношение:

При этом угловая скорость на валу редуктора с малым колесом (шестерней):

Окончательно принимаем диаметры шкивов и

Межосевое расстояние следует принять в интервале:

(11)

где — высота сечения ремня;

Принимаем предварительно близкое значение

Расчётная длина по формуле:

Ближайшее значение по стандарту

Уточнённое значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня :

(12)

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на для облегчения одевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата шестерни:

.

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по таблице 7.10 [1,136]:

для привода к ленточному конвейеру при односменной работе

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по таблице 7.9 [1,135]:

для ремня сечения Б при длине коэффициент

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

при коэффициент

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6 примем коэффициент

Число ремней в передаче:

(13)

где — мощность, передаваемая одним клиновым ремнём;

Натяжение ветви клинового ремня:

где — скорость;

— коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил;

Давление на валы:

Ширина шкивов:

8. Проверка долговечности подшипников качения

Ведущий вал

Определяем реакции опор. Целесообразно построить эпюры изгибающих и крутящихся моментов.

Нагрузка на вал от ремённой передачи

Составляющие этой нагрузки:

(14)

Из первого этапа компоновки

.

Реакции опор: в плоскости XZ:

Проверка:

в плоскости YZ:

Проверка:

Находим суммарные реакции опор:

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре А1.

Намечаем шариковые радиальные подшипники 207 средней серии [1, 393]:

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:

(15)

где — радиальная нагрузка;

— осевая нагрузка;

— если вращается внутреннее колесо;

— коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера;

— температурный коэффициент.

Отношение ;

этой величине (по таблице 9.18) соответствует .

Отношение; ,

Расчётная долговечность, млн. об.:

(16)

Расчётная долговечность, ч:

. (17)

где — частота вращение ведущего вала;

.

Что больше установленных ГОСТ 16 162– — 85.

Рисунок 8.1 — Расчётная схема ведущего вала.

Ведомый вал

Определяем реакции опор. Целесообразно построить эпюры изгибающих и крутящихся моментов.

Из предыдущих расчётов имеем:

Из первого этапа компоновки:

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

в плоскости YZ:

Проверка:

Находим суммарные реакции опор:

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре В2.

Намечаем шариковые радиальные подшипники 211 средней серии [1, 393]:

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники:

(18)

где — радиальная нагрузка;

— осевая нагрузка;

— если вращается внутреннее колесо;

— коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейера;

— температурный коэффициент.

Отношение; этой величине (по таблице 9.18) соответствует .

Отношение; ,

Расчётная долговечность, млн. об.:

(19)

Расчётная долговечность, ч:

(20)

где — частота вращение ведомого вала;

.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10 000 ч. (номинальная допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс L=1 102 894 ч., а подшипники ведомого вала 211 имеют ресурс L=27 045 515 ч.

9. Проверка прочности шпоночных соединений

При выборе шпонки её поперечные размеры выбираются по таблице № 8.9 [1, 169].

Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности определим по формуле:

. (21)

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице, при чугунной .

Ведущий вал.

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок:

Определим длину шпонки по формуле:

Определим напряжение смятия и условие прочности:

.

Материал полумуфт МУВП — чугун СЧ 20.

Условие выполнено.

Ведомый вал:

Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок:

Определим длину шпонки по формуле:

Определим напряжение смятия и условие прочности:

.

Материал полумуфт МУВП — сталь легированная.

Условие выполнено.

Выбираем муфту предохранительную по диаметру выходного конца на ведомом валу:

630−50−1 ГОСТ 15 622– — 77.

Длина муфты равна 240 мм.

10. Уточнённый расчёт валов

Выполняется для проверки выносливости вала при воздействии циклических напряжений и изгиба одновременно.

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений ведомого вала.

Материал вала — сталь 45 нормализованная, .

Пределы выносливости:

Сечение, А — А:

Диаметр вала в этом сечении. Концентрация напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки [1, таблица 8.9]: и; масштабные факторы [1, таблица 8.8]:; коэффициенты и .

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

(22)

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

(23)

Суммарный изгибающий момент в сечении, А — А:

(24)

Момент сопротивления кручению

(25)

Момент сопротивления изгибу:

(26)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(27)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

(28)

Амплитуда средних напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(29)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(30)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения, А — А:

(31)

Сечение Л — Л:

Концентрация напряжения обусловлена переходом от к: при и коэффициенты концентрации напряжений [1, таблица 8.2]: и .; масштабные факторы [1, таблица 8.8]: И; коэффициенты и .

Крутящий момент

Суммарный изгибающий момент в сечении Л — Л:

Осевой момент сопротивления сечения:

(33)

Полярный момент сопротивления:

(34)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

(35)

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

(36)

Амплитуда средних напряжений изгиба:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

(37)

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

(38)

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л — Л:

(39)

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.

Объём масленой ванны V определяется из расчёта 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

Определим окружную скорость ведущего колеса:

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А.

1. Чернавский С. А., Боков К. Н., Чернин И. М. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. — М.: Машиностроение, 1987. — 416с.

2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454с.

3. Учебное пособие

4. Единая система конструкторской документации: ГОСТ 2.301−68 — ГОСТ 2.309−68. — Москва. 1969.

5. Основные положения: ГОСТ 2.101−68 — ГОСТ 2.109−68. — Москва. 1969.