Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Размещено на http://www.allbest.ru/

1 Задание на курсовое проектирование

1.1 Схема привода

В механический привод (рисунок 1.1) входят электродвигатель 1, ременная передача и редуктор. Ременная передача включает в себя ведущий 2 и ведомый 3 шкивы, ремень 4. Червячный редуктор состоит из архимедова червяка 5, выполненного заодно с входным валом 6, и червячного колеса 7, насаженного на выходной вал 8. Подшипники 9 поддерживают валы и позволяют им свободно вращаться. Червяк и червячное колесо, валы и подшипники расположены внутри закрытого чугунного корпуса 10. Выходной вал редуктора соединен с приемным валом машины 11 муфтой 12.

Рисунок 1 - Схема привода

1.2 Исходные данные

1. Режим работы.

2. Мощность на выходном валу редуктора Р₂ = 1,4кВт.

3. Частота вращения выходного вала редуктора n₂=35 об/мин.

4. Частота вращения (синхронная) вала электродвигателя n_с =1000 об/мин.

5. Электродвигатель соединен с редуктором передачей (клиноременной).

6. Редуктор соединен с приемным валом машины муфтой (фланцевой).

7. Зубчатые колеса редуктора - косозубые.

8. Опоры валов редуктора - подшипники качения.

9. Смазка жидкая (индустриальные масла), способ смазки - окунание.

10. Долговечность передачи принять L_h =17000 часов.

2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2.1 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Общий КПД привода

, (1)

,

где _р = 0,96 - КПД клиноременной передачи;

_р = 0,97 - КПД плоскоременной передачи;

_ч - КПД червячной передачи, зависящий от числа заходов червяка
(определение z₁ приводится ниже);

_п = (0,99 - 0,995) - КПД одной пары подшипников.

2.2 Определение передаточного числа и его распределение

Выполнить предварительную разбивку, определяя общее передаточное число привода

U₀ , (2)

U₀ ,

где n_c - синхронная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n₂ - частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Общее передаточное число привода можно представить также и как произведение:

U₀ = , (3)

где U_р, U_ч - передаточные числа ременной и червячной передач.

Из условия рационального соотношения размеров диаметра ведомого шкива ременной передачи и редуктора рекомендуется в расчетах принимать

1 U_р 2.

Тогда предварительное передаточное число червячной передачи

U_ч . (4)

U_ч .

Из приложения, таблица П. 1, [1, с. 33] в зависимости от передаточного числа U_ч определить число заходов z₁ червяка.

В зависимости от числа заходов z₁ червяка определить КПД червячной передачи редуктора (приложение, таблица П. 2).

Найти общий КПД ₀ привода.

С учетом КПД привода определить потребную мощность электродвигателя, кВт,

, (5)

где Р₂ - мощность на выходном валу редуктора, кВт

Из приложения, таблица П. 3; [1, таблица 24.9] подобрать электродвигатель так, чтобы

Р_э Р_п; n_э n_с.

После подбора электродвигателя, уточнить передаточное число передачи:

U₀ ; (6)

U₀

U_ч . (7)

U_ч

По приложению, таблица П. 1, уточнить число заходов червяка z₁.

2.3 Частоты и угловые скорости вращения валов редуктора

Частоты, об/мин:

входной вал ; (8)

выходной вал . (9)

Угловые скорости, рад/с:

входной вал ; (10)

выходной вал . (11)

2.4 Мощности и вращающие моменты на валах редуктора

Мощности, кВт:

входной вал - ; (12)

выходной вал - . (13)

Моменты, Нм:

входной вал - ; (14)

выходной вал - . (15)

3. Расчет ременной передачи

При выполнения расчетов следует помнить, что ведущим валом ременной передачи является вал электродвигателя, ведомым входной вал редуктора. Расчеты клино- и плоскоременной передач приведены в [2 - 6].

4. Расчет и конструирование редуктора

Тип редуктора червячный с архимедовым червяком.

4.1 Материалы червяка и червячного колеса

Червяки для силовых передач изготавливают из углеродистых или легированных сталей 15Х, 20Х, 12ХН2, 18ХГТ, 20ХФ и подвергают цементации и закалке до твердости HRC 58 - 63, а из сталей Ст6, 40, 45, 40Х, 40ХН закаляют до HRC 45 - 55 [10]. Червяки шлифуют и полируют.

Для изготовления червячного колеса используют бронзы, латуни, чугуны. Выбор материала зависит от скорости скольжения витков резьбы червяка по зубьям колеса.

Материалы зубчатых венцов червячных колес в зависимости от антизадирных и антифрикционных свойств подразделяют на три группы. К первой группе относятся оловянные бронзы (БрОФ10-1, БрОНФ, БрОЦС5-5-5), используемые при скоростях скольжения v_ск 5 м/с, ко второй - безоловянные бронзы и латуни, используемые при v_ск = 2 - 5 м/с, к третьей группе - мягкие серые чугуны, используемые при v_ск 2 м/с (приложение, таблица П. 4).

Допускаемые напряжения на контактную выносливость _НР и изгиб _FР для материалов червячных колес приведены в приложении, таблица П. 5, в зависимости от скорости скольжения.

Ожидаемое значение скорости скольжения определяют по формуле:

. (16)

Сведения о выбранных материалах для червяка и червячного колеса представлены в таблице 4.1.

Материалы червяка и червячного колеса

Элементы передачи	Материал ГОСТ	Предел прочности В, МПа	Предел текучести т, МПа	Допускаемые контактные напряжения НР, МПа	Допускаемые контактные напряжения FР, МПа
Червяк	35xТСА	HRC=40=50
Колесо	центр
	венец	БРАЖ 9-4	400	200	207	80

Рекомендуемые сочетания материалов червячного колеса и червяка приведены в виде таблицы 4.1.

4.2 Определение геометрических и кинематических параметров червячной передачи

Поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка - от напряжений изгиба. Поэтому зубья червячных колес рассчитывают на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. При проектировочном расчете червячных передач определяют требуемое по условию контактной прочности межосевое расстояние, мм (рисунок 1):

, (17)



где z₂ - число зубьев червячного колеса (при расчете значение z₂ округлить до целого) минимальное число зубьев колеса в силовой червячной передаче z₂ 28;

z₂ = z₁U_ч, (18)

z₂ = 19,78*2=40

U=0,25*z₂=0,25*40=10

q=10

коэффициент диаметра червяка, значение q округлить до стандартного (приложение, таблица П. 6);

К = КК_v - коэффициент нагрузки;

К = 1 - коэффициент концентрации при постоянной нагрузке;

К_v - динамический коэффициент, зависящий от скорости скольжения и качества изготовления передачи (приложение, таблица П. 7);

_нр - допускаемое напряжения, МПа;

Т₂ - вращающий момент на выходном валу редуктора, Нм.

Модуль передачи, мм,

. (19)

m=6

Значение модуля следует округлить до ближайшего стандартного (приложение, таблица П. 8).

Делительный диаметр червяка (рисунок 4.1)

; (20)

диаметр вершин витков, мм:

(21)

диаметр впадин, мм:

(22)

Длина нарезанной части червяка, мм,

при z₁ = 1 и 2; (23)

при z₁ = 4. (24)

Значение b₁ округлить до целого числа по ГОСТ 6636-69 (приложение, таблица П. 9).

Рисунок 4.1 - Червяк

Диаметр делительной окружности колеса (рисунок 4.2)

; (25)

диаметр окружности вершин зубьев

; (26)

диаметр колеса наибольший

; (27)

диаметр окружности впадин

. (28)

Ширина венца колеса

при z₁ = 1 и 2; (29)

при z₁ = 4. (30)

Значение b₂ округлить до целого числа (приложение, таблица П. 9).

Фактическое межосевое расстояние

. (31)

Рисунок 4.2 - Червячное колесо

Условный угол обхвата 2 червяка венцом колеса

. (32)

Фактическая скорость скольжения, м/с,

, (33)



где - угол подъема линии витка на делительном цилиндре (приложение, таблица П. 10).

Окружная скорость зубчатых колес, м/с,

. (34)

4.2.1 Проверочный расчет зубьев колес на контактную прочность

Червяки изготавливают из более прочного материала, чем венцы червячных колес. Поэтому расчет на прочность производят только для зубьев колеса.

В связи с тем, что поверхностное разрушение зубьев зависит от контактных напряжений, а поломка - от напряжений изгиба, зубья червячных колес проверяют на прочность по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

При проверке по контактным напряжениям определяется рабочее напряжение _Н и сравнивается с допускаемым _НР. Должно выполняться условие:

.

Рабочее контактное напряжение, МПа,

. (35)



При превышении _Н над _НР более чем на 5% следует повторить расчет, увеличив межосевое расстояние.

4.2.2 Расчет зубьев червячного колеса на прочность при изгибе

В процессе эксплуатации происходит износ зуба колеса, т.е. уменьшение сечения зуба, образование повышенных зазоров в зацеплении, увеличение динамических нагрузок. Это приводит к росту напряжений изгиба и увеличению вероятностей поломки зуба. Для предупреждения поломки зуба выполняется проверка по напряжениям изгиба. Определяется изгибное напряжение _F и сравнивается с допускаемым _FP. Должно выполняться условие:

Расчетное напряжение на изгиб, МПа,

(36)

где Y_F - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v2,

, (37)



значения коэффициента Y_F приведены в приложении, таблица П. 12, [1, с. 36];

K - коэффициент нагрузки (подраздел 4.2);

окружная сила, действующая на зубья колеса, Н:

; (38)

m - модуль передачи, мм;

_FP - допускаемое напряжение изгиба, МПа.

При превышении _F над _FР более чем на 5% следует увеличить модуль передачи.

4.3 Ориентировочный расчет и конструирование валов

Ориентировочный расчет валов производится на ранней стадии проектирования, когда изгибающие моменты еще не определены. Расчет выполняют на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям [_k] и определяют диаметры отдельным ступеней валов.

Основным материалом для валов служат термически обрабатываемые среднеуглеродистые стали 35, 40, 45 или легированные 40Х, 40ХН и др.

4.3.1 Входной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 4.3)

 (39)

где Т₁ - вращающий момент на валу (п. 2.4), Нмм;

[_k] = (20 - 25) МПа - допускаемое напряжение кручения для среднеуглеродистых сталей 35, 40, 45.

Рис. 4.3 - Входной вал

Диаметр d₁ округляется до стандартного (приложение, таблица П. 13; [1, таблица 24.30]).

Диаметр вала под уплотнение

(40)

где t - высота буртика (приложение, таблица П. 14; [1, с. 25]).

Диаметр d_упл согласовать с диаметром уплотнения (приложение, таблица. П. 15 [1, таблица 24.29]).

Диаметр резьбы для удержания подшипников на валу

. (41)

Диаметр резьбы принять из [1, таблица 24.26]. Размеры под язычок стопорной канавки (рисунок 4.4) приведены в [1, таблица 24.26].

Рисунок 4.4 - Канавки под язычок стопорной шайбы

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру резьбы d_р или несколько больше его, но кратен пяти:

Для упора подшипника на валу предусмотрен буртик диаметром

(42)

где r - координата фаски подшипника (приложение, таблица, П. 14; [1, с. 25]).

Значение округлить до стандартного (приложение, таблица П. 9, [1, таблица 24.1]).

4.3.2 Выходной вал

Диаметр концевого участка вала (рисунок 4.5)

(43)

где Т₂ - вращающий момент на валу (п. 2.4), Нмм;

[_k] = (20 - 25) МПа.

Значение d₂ округлить до стандартного (приложение, таблица П. 13; [1, таблица 24.30]).

Рисунок 4.5 - Выходной вал

Диаметр вала под уплотнение

(44)

где t - высота буртика (приложение, таблица П. 14; [1, с. 25]).

Диаметр d_упл согласовать с диаметром уплотнения и принять из приложения, таблица П. 15 [1, таблица 24.29].

Диаметр вала d_п в месте посадки подшипника может быть равен диаметру вала под уплотнением или больше его, но кратен пяти:

.

Диаметр разделительного кольца со стороны подшипника

, (45)

где r - координата фаски подшипника (приложение, таблица П. 14; [1, с. 25]).

Диаметр вала под колесом

d_б.п. d_к d_п.

55_. 50 50.

Значение d_к принять из приложения, таблица П. 9; [1, таблица 24.1].

Диаметр разделительного кольца со стороны колеса

, (46)

где f - размер фаски (приложение, таблица П. 14; [1, с. 25]).

Значения d_б.п и d_б.к округлить до стандартных (приложение, таблица П. 9; [1, таблица 24.1]).

4.4 Выбор подшипников качения

Подшипники качения выбираются из [1, таблицы 24.10, 24.15 - 24.17; 3, П. 26, П. 29 - П. 31; 5, П. 14, П. 19, П. 20] в зависимости от диаметров d_п валов, начиная с легкой серии. Для опор валов с цилиндрическими прямозубыми колесами нужно использовать радиальные шариковые подшипники, для валов с цилиндрическими косозубыми, коническими и червячными колесами и червяка - радиально-упорные или роликовые конические. Для выбранных подшипников выписать их маркировку, наружный D, внутренний d диаметры и ширину В, величины статической C_or и динамической C_r грузоподъемностей.

Подшипник №207	Подшипник №210
dп =35	dп =50
D=72	D=90
B=17	B=20
Cr =25500	Cr =35100
Cor =13700	Cor =19800

4.5 Конструирование червячного колеса

С целью экономии бронзы червячные колеса изготавливают составными: центр - из серого чугуна или стали, зубчатый венец - из бронзы. Конструкция червячного колеса и способ соединения венца с центром зависят от объема выпуска. При единичном и мелкосерийном производстве, когда годовой объем выпуска меньше 50 штук, и небольших размерах колес (d_aM2 400 мм) зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом (рисунок 4.6). При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают буртик, на который направляют осевую силу [1].

Размеры конструктивных элементов принимают по соотношениям

dст = 1,5dк + 10 мм; =1.5*50+10=85	lст=(1,0-1,5) dк =1*50=50	S 2,5 m; =2.5*6=15	S1 = (1,2 - 1,3) S; =1.2*15=18	(47)
С = (1,2 - 1,3) S1; =1.2*18=21.6	h 0,15 b2; =0.15*27.75 =4.16	t 0,8 h; =0.8*4.16 =3.32	f 0,5 m;=0.5*6=3

Геометрические размеры червячного колеса определены ранее (подраздел 4.2).

4.6 Конструирование корпуса редуктора

Для удобства монтажа деталей корпус обычно выполняют разъемным (рисунок 4.7, лист 1). Плоскость разъема проходит через ось вала колеса и делит корпус на основание (нижнюю часть) и крышку (верхнюю часть).

Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:

;

,

,



Рисунок 4.6 - Конструкция червячного колеса

где - межосевое расстояние, мм.

Если в результате расчетов окажется 8 и 8, то следует принять ==8 мм.

Толщина верхнего фланца основания корпуса редуктора

Толщина нижнего фланца основания корпуса редуктора

Толщина фланца крышки редуктора

.

.

Толщина ребер жесткости m редуктора

.

.

Диаметр фундаментных болтов

.

.

Диаметр болтов у подшипников

.

.

Рис. 4.7, лист 2

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой,

d₃ = (0,5 0,6) d₁.

d₃ = 0.5*16.5=8.25

Диаметр винтов, крепящих смотровую крышку, (рисунок 4.7, лист 2)

d₅ = (0,3 0,4) d₁.

d₅ = 0.3*16.5=4.95

Найденные значения диаметров болтов округлить до стандартных значений (приложение, таблица П. 17; [3, с. 307, таблица 10.4]).

Расстояния от наружной поверхности стенки корпуса С₁, С₂, С₃ до осей болтов d₁, d₂, d₃ и ширины фланцев корпуса К₁, К₂, К₃ выбираются из приложения, таблица П. 17; [3, с. 307, табл. 10.4] в зависимости от диаметров болтов d₁, d₂, d₃. Диаметры отверстий под болты принять на 1 мм больше диаметров болтов.

d1=M=16; Ki=40; Ci=21 мм d2=M=12; Ki=33; Ci=18 мм d3=M=8; Ki=24; Ci=13 мм.

Расположение оси отверстия для болта диаметром d₂ определяется
размером е (рисунок 4.7, лист 1),

.

Расстояние от внешних очертаний червяка до днища редуктора должно быть не менее 4а.

Высота бобышки h_б должна быть такой, чтобы можно было разместить головку болта диаметром d₂.

4.7 Конструирование стакана

Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников [1, 6]. На рисунке 4.8 показана конструкция стакана, используемая при установке подшипников «враспор».

Стаканы обычно отливают из чугуна СЧ 15. Толщину стенки принимают в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник (приложение, таблица П. 18, [1, с. 126].



Рисунок 4.8 - Конструкция стакана

Остальные размеры находят из соотношений:

₁ ; D_a = D + 2=72*2*6=84;

D_ф = D_a + (4,0-4,4) d₄=84+4*8=116

c d₄=8

h = (1,0-1,2) d₄=1*8=8

D_в = D_a + 2с=84+2*8=100

_с 1,2 =1,2*6=7,2 (48)

Высоту упорного буртика t принимают из приложения, таблица П. 19 в зависимости от размера фаски r подшипника, установленного на валу червяка. Формы канавок стакана показаны на рисунке 4.9 а, б, размеры - в приложении, таблица П. 20 [1, с. 116]

Рисунок 4.9 - Конструкция канавок

Диаметр d₄ и число винтов z для крепления стакана к корпусу назначают в зависимости от диаметра D отверстия под подшипник (приложение, таблица П. 21, [1, с. 126]).

кинематический вал редуктор электродвигатель

Размещено на Allbest.ru

...