Проектирование силового электромеханического привода
Найдем коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, для этого найдем осевые нагрузки на подшипники. Изобразим схему для определения осевых сил в подшипниках второго вала. Смазывание подшипников происходит разбрызгиванием. Для смазки зубчатых передач используется масло и применяется картерный способ — окунанием колес в масляную ванну. Шпоночные соединения необходимо проверить на смятие. Напряжение… Читать ещё >
Проектирование силового электромеханического привода (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
- Введение
- 1. Энергокинематический расчет
- 1.1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
- 1.2 Определение общего КПД привода
- 1.3 Определение угловых скоростей валов. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах I, II и III
- 2. Расчет цилиндрической косозубой передачи
- 2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости
- 2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
- 2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
- 3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
- 4. Расчёт и проектирование промежуточного вала на опорах качения
- 4.1 Проектировочный расчёт вала
- 4.2 Определение наиболее опасного сечения вала
- 4.3 Выбор и проверочный расчет подшипников качения
- 4.4 Уточнённый проверочный расчет промежуточного вала
- 4.5 Проверка на прочность шпоночных соединений
- Список литературы
Целью курсового проекта является разработка конструкторской документации и проектирование силового электромеханического привода в соответствии с требованиями технического задания.
Конструкция привода включает электродвигатель мощностью 25кВт, вертикальный цилиндрический двухступенчатый редуктор (состоит из открытой прямозубой передачи и закрытой косозубой передачи) и литую плиту. Вал электродвигателя соединяется с входным валом редуктора упругой муфтой. Редуктор имеет литой разъемный корпус, верхняя и нижняя части которого соединяются посредством болтов. Для фиксации крышки и картера при их совместной обработке применены конические штифты. С целью облегчения разборки корпуса на стыковочных фланцах предусмотрены отжимные болты. Рым-болты и стропозакладные крючья предназначены транспортировки редуктора и его корпусных деталей В ходе данной работы необходимо провести энергетический и кинематический расчёты привода. Далее требуется спроектировать промежуточный вал редуктора. Диаметры этого вала определяются по результатам проектного расчета на «чистое» кручение. Затем необходимо спроектировать прямозубую и косозубую передачи, после чего провести проверочный расчет второго вала и подшипников качения, которые выбираются в соответствие с посадочными диаметрами валов в зависимости от типа и «быстроходности» передач. Устранение осевых люфтов в подшипниках осуществляется при помощи комплекта регулировочных прокладок. Для соединения валов с колесами и полумуфтами используются стандартные призматические шпонки, для которых также нужно выполнить проверочный расчёт.
Смазывание подшипников происходит разбрызгиванием. Для смазки зубчатых передач используется масло и применяется картерный способ — окунанием колес в масляную ванну.
В процессе выполнения курсовой работы была разработана пояснительная записка, выполнен чертёж общего вида со спецификацией.
1. Энергокинематический расчет
1.1 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням
Общее передаточное число uобщ определяется по формуле:
где — частота вращения вала (=14 000 об/мин), — частота вращения вала (=82 об/мин). Тогда:
.
С другой стороны, согласно схеме нереверсивного привода (рис. 1.1.):
.
Рисунок 1.1. Схема нереверсивного привода
1 и 2 — шестерня и колесо закрытой косозубой передачи;
3 и 4 — шестерня и колесо открытой прямозубой передачи;
I — быстроходный вал;
II-промежуточный вал (тихоходный вал для закрытой передачи и быстроходный вал для открытой передачи);
III — тихоходный вал.
Согласно условию, или. Подставляя полученное соотношение в выражение для, получаем:, откуда .
Таким образом, с учетом, имеем:
;
.
1.2 Определение общего КПД привода
КПД привода определяется по формуле:
где зМ — КПД муфты, принимаем зМ=0.98; зЗП — КПД закрытой передачи, принимаем зЗП=0,98; зОП — КПД открытой передачи, принимаем зОП=0.96; зП — КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, зП=0.99 [1,табл.1.1,с.5]. Тогда:
1.3 Определение угловых скоростей валов. Расчет мощностей и крутящих моментов на валах I, II и III.
Определим угловые скорости 1, 2 и 3:
;
;
Найдем значения мощностей на валах. Мощность на валу III:
где TIII — крутящий момент на валу III. TIII=1650 Нм (по условию).
.
Мощность на валу II:
.
Мощность на валу I:
.
Определим требуемую мощность электродвигателя:
Далее вычислим моменты на валах привода:
;
;
(по условию).
Результаты энергокинематического расчета сведем в таблицу 1.1.
Таблица 1.1.Результаты энергокинематического расчета
№ вала | u | n, об/мин. | с-1 | Т, Нм | Р, Вт | |
4.37 | 165.5 | 165.53 | 15 687.7 | |||
33.5 | 449.6 | |||||
3.9 | ||||||
8.58 | 1650.8 | 14 268.6 | ||||
2. Расчет цилиндрической косозубой передачи
2.1 Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости
По условию твердость шестерен НВ1=260. Выберем сталь 40ХН, термическая обработка — улучшение [1,стр. 34, табл.3.3].
Так как в задании нет особых требований к твердости зубчатых колес, выберем материал со средним механическими характеристиками — сталь 40Х; термическая обработка — улучшение, твердость HB=220 МПа.
Допускаемые контактные напряжения:
[1, с. 33]
где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
[1,табл. 3.2, с.34].
КHL — коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, принимаем КHL = 1 для шестерни и колеса [с. 33].
[SH] - коэффициент безопасности, [SH] = 1.2 [1, с. 33].
Для косозубых колес расчетное допускаемое напряжение равно:
[1, с. 35]
Для шестерни:
Для колеса:
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
.
Требуемое условие контактной выносливости [н]1,23[н2] - выполняется. Коэффициент КНв для симметричного расположения колес относительно опор принимаем равным: КНв=1 [1, табл. 3.5,с. 39,]
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию шbа = b/aw = 0.3 [1, с. 33].
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
где для косозубых колес Ка = 43
ТII — вращающий момент на валу колеса 2.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66
aw = 200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn = (0.010.02)*aw
mn = (0.010.02)*10 = 24 мм.
Принимаем по ГОСТ 9563–60: mn = 3 мм
Примем предварительно угол наклона зубьев = 15о и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Принимаем z1 = 24, тогда z2 = z1•u12 = 24•4.373 = 104.95
Принимаем z2 = 105
Уточним
Уточним угол :
Найдем основные размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры:
— делительный диаметр шестерни;
— делительный диаметр колеса.
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Определим ширину шестерни и колеса:
Результаты всех вычислений сведены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1. Результаты вычислений
aw, мм | mn, мм | Z | d, мм | dа, мм | df, мм | b, мм | ||
Шестерня | 74.4 | 80.4 | 66.9 | |||||
Колесо | 325.6 | 331.6 | 318.1 | |||||
2.2 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость
Задачей данного пункта является проверка условия контактной выносливости зубьев. Основным видом разрушения зубьев является усталостное выкрашивание. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес:
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81.
.
Для симметричного расположения колес, твердости НВ<350 и при bd=0.874 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца KH=1 [1,табл. 3.5, с.39].
При V=5.45 м/с и 8-ой степени точности коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KH=1,13 [1,табл. 3.4, с.39].
Для косозубых колес при V? 5 м/с динамический коэффициент KHV=1,01[1, табл.3.6,с.40].
Таким образом,
Проверка контактных напряжений:
;
Условие контактной выносливости зубьев выполнено.
2.3 Проверочный расчет зубьев на изгибную выносливость
Задачей этого пункта является проверка зубьев шестерни и колеса на изгибную выносливость. Основной вид разрушения — усталостная поломка зуба.
Условие изгибной выносливости зубьев:
где F и [F] - расчетное и допустимое напряжение на изгиб.
Определим значения сил, действующих в зацеплении.
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
где KF — коэффициент нагрузки, KF= KF*KFV;
KF — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), KF =1.08 [1, табл.3.7, с.43];
KFV — коэффициент динамичности, KFV =1.3 [1, табл. 3.8, с.43].
Тогда .
YF — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv1.
а) для шестерни ;
б) для колеса .
Тогда YF1=3.875; YF2=3.6.
Определяем коэффициент компенсации погрешности Y и коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями KF.
где n — степень точности;
— коэффициент торцевого перекрытия, =1,65
Допускаемое напряжение:
,
где — предел выносливости при отнулевом цикле изгиба. Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 =1,8НВ;
— коэффициент безопасности, .
Здесь — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, =1.75 [1, табл. 3.9, с.44−45]; - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, =1 для поковок и штамповок.
а) для шестерни .
б) для колеса .
.
Допускаемые напряжения:
а) для шестерни б) для колеса Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше.
а) для шестерни б) для колеса
.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Тогда:
Условие прочности зубьев на изгибную выносливость выполнено.
3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи
По условию. Принимаем для прямозубых передач коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию шba = 0.25. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
привод вал подшипник шпоночный
[1, с. 33].
Ширина шестерни будет равна:
.
Примем согласно ряду нормальных линейных размеров. Коэффициент ширины венца шестерни по модулю примем. Тогда модуль будет равен:
.
Выберем модуль из ряда рекомендованных значений. Окончательно примем. Определим число зубьев шестерни:
.
Принимаем. Найдем диаметры вершин и впадин зубьев шестерни:
.
4. Расчёт и проектирование промежуточного вала на опорах качения
4.1 Проектировочный расчёт вала
Задача: предварительное определение минимального диаметра вала.
Допущения: считаем, что вал гладкий, круглый стержень, испытывающий только статическое кручение.
Определим диаметр вала [1,с.161]:
где — допускаемое напряжение на кручение, [1,с.161].
Тогда получим
.
Значение dB округлим в большую сторону до значения из стандартного ряда .
Т.о. принимаем окончательно диаметр вала .
Исходя из значения, принимаем диаметр вала под подшипник. Принимаем диаметр бурта для упора подшипника и ступицы зубчатого колеса. Принимаем диаметр под ступицей зубчатого колеса, а диаметр под уплотнением .
Изобразим конструкцию промежуточного вала:
Рисунок 3. Конструкция промежуточного вала
4.2 Определение наиболее опасного сечения вала
Изобразим пространственную схему закрытой и открытой передачи (рис.3).
Рисунок 3. Пространственная схема
В вертикальной и горизонтальной плоскостях изобразим силы, действующие в зацеплении и подшипниках второго вала, а также построим эпюры изгибающих моментов. Предварительно найдем окружную и радиальную силы, действующие зацеплении прямозубой передачи:
Вертикальная плоскость:
Рисунок 4. Вертикальная плоскость
Здесь:
по заданию.
Сумма моментов относительно точки B:
Здесь — расстояние от центра шестерни до точки давления левого подшипника на вал, ;
— расстояние от точки давления левого подшипника на вал до центра колеса, ;
— расстояние от центра колеса до точки давления на вал правого подшипника, .
Найдем реакцию :
Сумма моментов относительно точки А:
Реакция в подшипнике будет равна:
Проверка:
Построим эпюры.
I участок | II участок: | III участок: | |
Горизонтальная плоскость:
Рисунок 5. Горизонтальная плоскость
Здесь:
Сумма моментов относительно точки B:
.
Тогда реакция будет равна:
Сумма моментов относительно точки A:
Найдем реакцию :
Проверка:
.
Построим эпюры.
I участок | II участок: | III участок: | |
Полные реакции в подшипниках будут равны:
Из эпюр видим, что наиболее опасным является сечение A под подшипником. Суммарный изгибающий момент, действующий в этом сечении, равен:
4.3 Выбор и проверочный расчет подшипников качения
Задача: выбор стандартного подшипника качения и проверка его долговечности.
Выберем радиально-упорный однорядный шарикоподшипник по диаметру вала: подшипник 46 314 ГОСТ 831–75 [1,c.400]. Параметры:
Таблица 4.1. Параметры подшипника
б,° | d, мм | D, мм | B, мм | r, мм | r1, мм | C, kH | C0, kH | |
67.6 | 56.3 | |||||||
Определим расчетный ресурс подшипника качения.
Найдем ресурс (номинальную долговечность) подшипника, выраженный в часах [1,c.211]:
,
где =320 об/мин — частота вращения вала, (см. п.1);
m — показатель кривой усталости, m=3 для шарикоподшипников [1,c.211].
С — динамическая грузоподъемность, С=67 600Н, (см. табл. 4).
эквивалентная нагрузка на подшипник качения, Н.
Найдем эквивалентную нагрузку на подшипник качения:
[1, с. 212],
где — температурный коэффициент, [1,табл. 9.20, c.214];
— коэффициент безопасности, [1,kтабл. 9.19, c.9];
— коэффициент вращения,, при вращении внутреннего кольца [1,c.212];
, — осевая и радиальная нагрузки подшипника, Н;
Х и У — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки.
Найдем коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, для этого найдем осевые нагрузки на подшипники. Изобразим схему для определения осевых сил в подшипниках второго вала.
Рисунок 6. Силы, действующие на подшипник
На рисунке индексом 1 обозначены силы, относящиеся к левому подшипнику, индексом 2 — силы, относящиеся к правому подшипнику.
В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, которые равны для шарикоподшипников, где e=0.68. Тогда:
Условие равновесия системы сил, изображенных на рис. 6 имеет вид:
Пусть, тогда .
тогда окончательно примем:
Найдем отношение. Тогда коэффициенты радиальной X и осевой Y нагрузки будут равны 1 и 0 соответственно [1, табл. 9.18, с.213].
Рассчитаем эквивалентную нагрузку для левого подшипника, так как он является наиболее нагруженным:
.
Найдем ресурс подшипника, выраженный в часах.
.
Т.о. замену подшипников качения на втором валу следует производить через 3291 час работы.
4.4 Уточнённый проверочный расчет промежуточного вала
Задача: определить фактический коэффициент запаса прочности.
Критерий: усталостная прочность.
Условие прочности [1,c.162]:
где — допускаемый коэффициент запаса прочности, [1,c.162].
Проверку выполнения данного условия будем проводить в опасном сечении вала А.
Найдем коэффициент запаса прочности в опасном сечении [1,c.162]:
Где Sу — коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям; - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Найдем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям [1,c.162]:
где — амплитуда цикла нормальных напряжений,
.
— среднее напряжение цикла нормальных напряжений, .
— предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба.
Материал вала сталь 45, для нее [1,табл. 3.3,c.34].
[1,c.162].
— эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений [1,табл. 8.3, с.164].
— масштабный фактор для нормальных напряжений[1,табл. 8.8, с.166].
— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности [1, с. 162].
Рассчитаем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
.
Найдем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Здесь — предел выносливости стали при симметричном цикле кручения; для конструкционных сталей принимают. Остальные обозначения в формуле имеют тот же смысл, что и в формуле для определения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям. Тогда:
Рассчитаем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
.
Коэффициент запаса прочности в опасном сечении равен:
Условие выполняется.
4.5 Проверка на прочность шпоночных соединений
Шпоночные соединения необходимо проверить на смятие. Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, то есть удовлетворять условию:
Выпишем размеры шпонок.
Таблица 4.2. размеры шпонок
h, мм | b, мм | l, мм | lp=l-b, мм | t1, мм | t2, мм | ||
Шпонка под колесом | 7.0 | 4.4 | |||||
Шпонка под шестерней | 6.0 | 4.3 | |||||
Длину шпонки l1 (l2) назначают из стандартного ряда так, чтобы она была несколько меньше длины ступицы колеса (шестерни) (примерно на 3…10 мм).
Рассчитаем напряжения смятия для шпонки под колесом и напряжения смятия для шпонки шестерней Видим, что условие прочности на смятие для шпонки под шестерней выполняется.
1. С. А. Чернавский. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие. Москва, 2005. — 416с.
2. М. Н. Иванов, В. А. Финогенов. Детали машин. «Высшая школа», 2005.