Разработка механического привода электродвигателя редуктора

Московский государственный университет путей сообщения (МИИТ) Курсовой проект по дисциплине Детали машин и основы конструирования Разработка механического привода электродвигателя редуктора Студент гр. ТДМ 311

Хряков К. С

2009 г.

Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.

1 — электродвигатель;

2 — муфта;

3 — редуктор;

4 — муфта;

5 — исполнительный механизм Рисунок 1 — Схема привода Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту 4 передается на исполнительный механизм 5. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а вторая — в виде прямозубой.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора. Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя n_сх= 3000 мин^-1;

2. Частота вращения на входе n_u= 150 мин^-1;

3. Вращающий момент на входе T_u= 400 Нм;

4. Срок службы привода L_г= 6000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.

Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода.

Относительная нагрузка: k₁=1; k₂=0,3; k₃=0,1 .

Относительное время работы: l₁=0,25; l₂=0,25; l₃=0,5 .

Характер нагрузки: толчки.

1. Кинематический и силовой расчёты привода

1.1 Определяем КПД привода з_пр = з_М1 · з_ред · з_М2,

где з_пр — КПД привода;

з_М1 — КПД упругой муфты;

з_ред — КПД редуктора;

з_М2 — КПД соединительной муфты.

Принимаем: з_М1 = 0,95;

з_М2 = 0,98;[1]

Определяем КПД редуктора:

где з_1ст, з_2ст — КПД первой и второй ступени редуктора.

з_1ст = з_2ст = 0,98 [1]

з_n — КПД пары подшипников; з_n = 0,99 [1]

z = 3 — число пар подшипников.

з_ред = 0,99³ · 0,98 · 0,98 = 0,93.

з_пр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.

1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.

1.3 Выбор электродвигателя.

n_сх = 3000 мин^-1

Выбираем электродвигатель 4А112М2 ГОСТ 19 523–81 [2], мощность которого Р_дв = 7,5 кВт Величина скольжения

S = 2,5%

n_дв =2925 мин^-1 — частота вращения вала двигателя.

1.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение редуктора

1.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням Согласно рекомендации книги [1], принимаем

1.6 Вычисляем частоты вращения валов

· Быстроходный вал:

· Промежуточный вал:

· Тихоходный вал:

1.7 Вычисляем вращающие моменты на валах

· Быстроходный вал:

· Промежуточный вал:

· Тихоходный вал:

2. Расчёт зубчатых передач

2.1 Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора

2.1.1 Выбор материалов Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация и улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня — сталь 45, термообработка — улучшение;

(192…240) НВ, НВ_ср=Н₁=215 ;

Н₁?Н₂ + (10…15)НВ;[3]

Колесо — сталь 45, термообработка — нормализация;

(170…217)НВ, НВ_ср=Н₂=195.

2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений а) по контактным напряжениям:

N_Н0 = 30 · НВ^2,4;

для шестерни N₀₁ = ;

для колеса N₀₂ = ;

б) по напряжениям изгиба:

N_F0 = 4 · 10⁶.

2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m — показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

2.4 Вычисляем коэффициент долговечности а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как N_НЕ1> N_Н01, то принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

Так как N_НЕ2> N_Н02, то принимаем K_HL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как N_FE1 > 4•10⁶ и N_FE2 > 4•10⁶, то принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости а) для контактных напряжений Для термообработки улучшения у⁰_нlimb=2· HB+70 [2]

Для шестерни:

у⁰_нlimb₁ = 2· 215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

у⁰_нlimb₂ = 2· 195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба Для термообработки улучшение и нормализация:

у⁰_Flimb= 1,8 НВ;[2]

у⁰_Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

у⁰_Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

— коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]

МПа;

МПа;

— расчет ведем по наименьшему значению.

2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба где — коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

— коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

МПа;

МПа.

2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба

;

Предварительно принимаем К_Нв = 1,2[2]

Ш_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ш_ba= 0,25 и К_а = 49,5 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=250 мм [2]

2.8.2 Определяем модуль зацепления:

m_n=(0,01…0,02)· а_W=(0,01…0,02)·250=2,5…5 мм принимаем m_n=2,5 мм [2]

2.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) суммарное число зубьев:

Z_?=

Z₁= Z_?/(u+1)=200/(3,89+1)=40;

Z₂= Z_? — Z₁ =200 — 40 = 160;

б) диаметры делительных окружностей

d = m_n · z;

d₁ = 2,5 · 40 = 100 мм;

d₂ = 2,5 · 160 = 400 мм;

Проверка: а_W = (d₁ + d₂)/2;

250 = (100 + 400)/2;

250 = 250.

в) диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁ + 2· m_n = 100 + 2· 2,5 = 105 мм;

d_a2 = d₂ + 2· m_n = 400 + 2· 2,5 = 405 мм;

г) диаметры окружностей впадин:

d_f1 = d₁ — 2,5· m_n = 100 — 2,5· 2,5 = 93,75 мм;

d_f2 = d₂ — 2,5· m_n = 400 — 2,5· 2,5 = 393,75 мм;

д) ширина колеса и шестерни:

b₂ = Ш_ba · a_W = 0,25 · 250 = 62 мм;

b₁ = b₂ + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;

Принимаем b₁ = 66 мм.

2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ш_bd = b₂/d₁ = 62/100 = 0,62, при несимметричном расположении колес относительно опор, К_Нв = 1,06[2]

2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81[2]

2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв· K_Hб·K_HV = 1,06· 1·1,05 = 1,11 ;

где K_Hб— коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hб=1; [2]

K_HV— коэффициент динамической нагрузки,

K_HV=1,05 [2]

2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения МПа ;

Принимаем b₂ = 45 мм, тогда МПа Принимаем b₁ = 50 мм и уточняем Ш_bd = b₂/d₁ = 45/100 = 0,45 .

2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба Уточняем коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fв · К_Fх = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;

Принимаем:

К_Fв = 1,08[2]

К_Fх = 1,45[2]

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_F1 = 3,7[2]

Y_F2 = 3,6[2]

Вычисляем напряжения изгиба:

;

МПа < [у] _F1 ;

МПа < [у] _F2 ;

2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.

;

Определяем коэффициент перегрузки:

;

Находим контактное напряжение:

у_Hmax = у_H · = 387 · = 585 МПа ;

Находим изгибные напряжения:

у_Fmax1= у_F1· К_max = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

у_Fmax2= у_F2· К_max = 114 · 2,285 = 260 МПа .

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у]_Hmax = 2,8 · у_Т[3]

[у]_Fmax = 0,8 · у_Т

где у_Т — предел текучести материала.

Для колеса у_Т = 340 МПа ;

[у]_H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у_Hmax ;

[у]_F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у_F2max ;

Условие статической прочности выполняется.

3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора

3.1 Выбор материалов Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшает номенклатуру материалов.

Шестерня — сталь 45, термообработка — улучшение;

(192…240) НВ, НВ_ср=Н₁=215 ;

Н₁?Н₂ + (10…15)НВ;[3]

Колесо — сталь 45, термообработка — нормализация;

(170…217)НВ, НВ_ср=Н₂=195.

3.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

N_Н0 = 30 · НВ^2,4;

для шестерни N₀₁ = ;

для колеса N₀₂ = ;

б) по напряжениям изгиба:

N_F0 = 4 · 10⁶.

3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m — показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

3.4 Вычисляем коэффициент долговечности а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как N_НЕ1> N_Н01, то принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

Так как N_НЕ2> N_Н02, то принимаем K_HL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как N_FE1 > 4•10⁶ и N_FE2 > 4•10⁶, то принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:

а) для контактных напряжений Для термообработки улучшения у⁰_нlimb=2· HB+70 [2]

Для шестерни:

у⁰_нlimb₁ = 2· 215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

у⁰_нlimb₂ = 2· 195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба Для термообработки улучшение и нормализация:

у⁰_Flimb= 1,8 НВ;[2]

у⁰_Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

у⁰_Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

— коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]

МПа;

МПа;

Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]

МПа ;

[2]

МПа > 393 МПа ;

Так как, то принимаем МПа .

3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где — коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

— коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

МПа;

МПа.

3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.

;

Предварительно принимаем К_Нв = 1,1[2]

Ш_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ш_ba= 0,4 и К_а = 43 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=125 мм [2]

3.8.2 Определяем модуль зацепления:

m_n=(0,01…0,02)· а_W=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм принимаем m_n=2 мм [2]

3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев в = 30є[2]

б) определяем значение торцевого модуля

мм ;

в) суммарное число зубьев:

Z_?=

г) уточняем значение m_t и в:

мм ;

вє = 30,23 066є

д) число зубьев шестерни:

Z₁= Z_?/(u+1)=108/(5,01+1)=18;

число зубьев колеса:

Z₂= Z_? — Z₁ =108 — 18 = 90;

Проверка: а_W = (Z₁ + Z₂) · m_t /2 ;

125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;

125 =125 ;

е) диаметры делительных окружностей

d = m_t · z;

d₁ = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;

d₂ = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;

ж) диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁ + 2· m_n = 41,666 + 2· 2 = 45,666 мм;

d_a2 = d₂ + 2· m_n = 208,332 + 2· 2 = 212,332 мм;

з) диаметры окружностей впадин:

d_f1 = d₁ — 2,5· m_n = 41,666 — 2,5· 2 = 36,666 мм;

d_f2 = d₂ — 2,5· m_n = 208,332 — 2,5· 2 = 203,332 мм;

и) ширина колеса и шестерни:

b₂ = Ш_ba · a_W = 0,4 · 125 = 50 мм;

b₁ = b₂ + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;

Принимаем b₁ = 55 мм.

3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.

3.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ш_bd = b₂/d₁ = 50/41,666 = 1,2, при несимметричном расположении колес относительно опор, К_Нв = 1,15[2]

3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81[2]

3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hв· K_Hб·K_HV = 1,15· 1,13·1,01 = 1,31 ;

где K_Hб— коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hб=1,13 [2]

K_HV— коэффициент динамической нагрузки,

K_HV=1,01 [2]

3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения МПа ;

Принимаем b₂ = 45 мм, тогда МПа Принимаем b₁ = 50 мм и уточняем Ш_bd = b₂/d₁ = 45/41,666 = 1,08 .

3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба Уточняем коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fв · К_Fх = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;

Принимаем:

К_Fв = 1,26[2]

К_Fх = 1,3 [2]

Вычисляем коэффициент торцового перекрытия е_б :

Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии:

;

Определяем эквивалентное число зубьев:

;

;

Y_F — коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_F1 = 3,85[2]

Y_F2 = 3,6[2]

Вычисляем напряжения изгиба:

;

МПа < [у] _F1 ;

МПа < [у] _F2 ;

3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок

;

Определяем коэффициент перегрузки:

;

Находим контактное напряжение:

у_Hmax = у_H · = 386 · = 583 МПа ;

Находим изгибные напряжения:

у_Fmax1= у_F1· К_max = 42 · 2,285 = 96 МПа ;

у_Fmax2= у_F2· К_max = 44 · 2,285 = 101 МПа .

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у]_Hmax = 2,8 · у_Т[3]

[у]_Fmax = 0,8 · у_Т

где у_Т — предел текучести материала.

Для колеса у_Т = 340 МПа ;

[у]_H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > у_Hmax ;

[у]_F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > у_F2max ;

Условие статической прочности выполняется