Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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,
Ft=4500 H,
V=1.4 м/c,
n=1500 мин-1
Кинематическая схема привода
- электродвигатель
- клиноременная передача
- редуктор одноступенчатый цилиндрический
- муфта предохранительная
Оглавление
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:
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 .
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:
,
Делительные диаметры колёс по формуле:
Диаметры вершин колёс:
Проверка межосевого расстояния:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Контактные напряжения равны:
Силы, действующие в зацеплении:
окружная:
радиальная:
где - по ГОСТ 13755 - 81;
окружная:
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:
|
Z |
20 |
25 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
80 |
90… |
|
YF |
4.09 |
3.9 |
3.8 |
3.7 |
3.66 |
3.62 |
3.61 |
3.61 |
3.6 |
. Находим отношение :
для шестерни:
для колеса:
.
Дальнейший расчёт выполняется для того из колёс, для которого отношение меньше.
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.
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:
, 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.).
Основные размеры шестерни и колеса определены в пункте 2.3.
Определим диаметр ступицы колеса:
Длина ступицы:
Толщина обода:
Толщина диска:
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:
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:
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 16162 - 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 10000 ч. (номинальная допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 207 имеют ресурс L=1102894 ч., а подшипники ведомого вала 211 имеют ресурс L=27045515 ч.
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:
-50-1 ГОСТ 15622 - 77.
Длина муфты равна 240 мм.
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)
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.
. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454с.
. Учебное пособие
. Единая система конструкторской документации: ГОСТ 2.301-68 - ГОСТ 2.309-68. - Москва. 1969.
. Основные положения: ГОСТ 2.101-68 - ГОСТ 2.109-68. - Москва. 1969.