Выбор и расчет мощности электропривода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Кинематическая схема механизма

2. Выбор электродвигателя

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

4. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

5. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

6. Определение основных параметров тихоходной передачи

7. Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

8. Определение основных параметров быстроходной передачи

9. Определение диаметров всех валов

10. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

11. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

12. Расчет шпоночных соединений

13. Выбор муфт

14. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Список литературы



1. Кинематическая схема механизма

1 - Электродвигатель

2 - Ремённая передача

3 - Редуктор коническо-цилиндрический

4 - Муфта

5 - Приводные звездочки

2. Выбор электродвигателя

Мощность на выходе:

кВт

Потребная мощность:

кВт

()



Определение частоты вращения вала:

мин^-1

Определение частоты вращения электродвигателя:

мин^-1

Я принимаю двигатель с синхронной частотой 1000 мин^-1

мин^-1

Я выбираю двигатель АИР 112МА6/950

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Кинематический расчёт



4. Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

№	, c-1	n, мин-1	P, Вт	T, Нм
I	100	950	2700	27
II	40	380	2565	64
III			2462
IV	2,85	27	2388	838
V	2,85	27	2317	813

Выбор стали: Сталь 45

5. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

1. Определение допускаемых напряжений

Колесо:	Шестерня:
Сталь 45, улучшение, ,	Сталь 45, улучшение, ,
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом III.
1. Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность:
Изгибная прочность:
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных



7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

6. Определение основных параметров быстроходной передачи

Передаточное число: .

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

Коэффициенты:

(при III типе режима работы)

Коэффициенты нагрузки:

2. Предварительное значение межосевого расстояния

Принимаем а= 170 мм.

3. Рабочая ширина венца колеса:

4. Рабочая ширина шестерни:

5. Модуль передачи:



Принимаем

6. Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Принимаем

7. Число зубьев шестерни:

8. Число зубьев колеса:



9. Фактическое передаточное число:

10. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:



Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

11. Коэффициент ширины быстроходной ступени:

12. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:



13. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14. Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке. электродвигатель вал подшипник муфта

15. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:



7. Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Определение допускаемых напряжений

Колесо:	Шестерня:
Сталь 45, улучшение, ,	Сталь 45, улучшение, ,
Частота вращения вала колеса: . Передаточное число: .
1. Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность:
Изгибная прочность:
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных 7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

8. Определение основных параметров быстроходной передачи

Крутящий момент на валу колеса:

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Коэффициенты:

(при III типе режима работы)

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:



4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем



6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:



Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:



Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

9. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем:



Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр:

Принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

2) Определим диаметр тихоходного вала:

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,



Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

10. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7306.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- радиальная сила.

Частота оборотов:

.



Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или

, что удовлетворяет требованиям.

2. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- радиальная сила.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или

, что удовлетворяет требованиям.

11. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Действующие силы:

Ft = 5264 H - окружная сила,

F_r = 1950 H - радиальная сила,

осевая сила

Т=712,72 Нм - крутящий момент,

/₁= 53 мм = 0,053 м, /₂ = 47 мм = 0,047 м,

l= 100мм = 0,1 м, h =130 мм = 0,13 м, c=120мм=0,12м

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. УMA=0, ;

-1950*0.053+y_B *0.1=0

Отсюда находим, что у_В = 1033.5 Н.

2. УMВ=0, ,

-y_А*0.1+1950*0.047=0,

Отсюда находим, что у_А = 916.5 Н.

Выполним проверку: Уy_k =0, y_A+y_B-F_R=0,

916.5+1033.5-1950 = 0,

Cледовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим допускаемую нагрузку на конце вала:

н

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. УMА=0,

,

-5264*0.053+x_B* 0.1+6674.2*0.225=0.



Отсюда находим, что x_B =-12227 Н.

4. УMВ=0, ,

-x_А*0.1+5264*0.047+6674*0.125=0.

Отсюда находим, что x_А = 10916.58Н.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: Уx_k = 0,



х_А + х_B - F_t + F_M =0,

10916.58-12227-5364+6674.2 = 0 - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

S=Sу*Sф/v( Sу²+Sф²)>[S],

где S - расчетный коэффициент запаса прочности,

Sу и Sф -коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

уB= 1000 МПа - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

у-1= 480 МПа и ф-1= 260 МПа - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

шф =0.1, шу =0.15- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости K_F =1.2.

Вычислим коэффициент запаса

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним

его с допускаемым:

> [S] = 1,5 - условие выполняется.

12. Расчет шпоночных соединений

1. Вал электродвигателя:

lш= lp+b

где b - ширина шпонки,

lp=4*T/(h*d*[у])

где h - высота шпонки,

lp=4*40.21/0.007*0.008*0.3*360*10^3=26.6(мм),

b=8мм, h=7мм,

lш= 26.6+8=34.6 (мм),

Из конструктивных соображений принимаем стандартный размер lш=36 мм;

глубина паза вала t1=4 мм

ступицы t2=3.3 мм.

2.Тихоходный вал:

lp=4*712.72/0.064*0.011*0.3*360*10^3=37.5 (мм),

b=18 мм, h=11 мм,

lш= 37.5 +10=47.5 (мм)

Из конструктивных соображений принимаем lш=50(мм);

глубина паза вала t1=5 мм

ступицы t2=6.3 мм.

13. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала. Выбираем муфту МУВП с максимальным передаваемым моментом 250 Нм.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента используем упруго-предохранительную муфту. Допускаемые радиальные и угловые смещения валов составляют соответственно 1…3 мм и 30'…1°.

Размеры муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

14. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем жидкое индустриальное масло И-30-А ГОСТ 20799-88. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.



Список литературы

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, Курсовое проектирование М.Высшая школа, 1975.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.Высшая школа, 1985.

3. Стрелов В.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». КФ МГТУ им Н.Э. Баумана, 1988.

4. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, под редакцией Д.Н.Решетова. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». МГТУ им Н.Э. Баумана, 1980.

5. В.Н. Иванов, В.С. Баринова. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию. МГТУ им Н.Э. Баумана, 1981.

6. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчет валов редукторов. МГТУ им Н.Э. Баумана, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...