Проектирование электромеханического привода

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 = 103,95 104

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 17 383–73 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 50 207.

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 23 360–78 [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 = 12×8 мм; t1 = 5 мм; Тдв = 41,28×103 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 = 10×8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l, мм по формуле (97); Т1 = 110×103 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 15 622–77 [4 c.286].

Проверяем шпонку под муфтой: d = 45 мм; bxh = 14×9 мм; t1 = 5,5 мм; Т2 = 339,57×103 Нмм; длина шпонки, l, мм по формуле

(98)

Выбираем стандартную длину шпонки l = 80 мм,

.

Выберем шпонку под зубчатое колесо:, , тогда выбираем шпонку 2−16×10×80.

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 50 мм, 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 20 799–75) [4, с.253].

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом Литол 24 (ГОСТ 21 150−75) [4, с.203].

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.