Разработка цилиндрического-цепного привода машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

минобрнауки россии федеральное государственное бюджетное

образовательное учреждение высшего образования

«Череповецкий государственный университет

Институт (факультет) Инженерно-технический институт

Кафедра Электроэнергетики и электротехники

МЕЖДИСЦИПЛИНАРНЫЙ КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО МОДУЛЮ ОПК

на тему «Разработка цилиндрического-цепного привода машины »

Выполнил студент группы 3Ээпб-01-21оп

Новиков Николай Сергеевич

Руководитель

Болобанова Наталия Леонидовна

Череповец, _2018_Год



Составление технического задания

Вариант 10

на курсовую работу по дисциплине «Программа информационных технологий»

Направление подготовки (специальности): 13.03.02 Электроэнергетика и электротехника

Тема работы: Спроектировать цилиндрическо-цепной привод

Привод состоит из электродвигателя серии АИР.

Схема привода:

Исходные данные для проектирования

Исходные данные					Варианты
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Частота вращения выходного вала привода, об/мин	Для схем №№ 1-4
	180	100	190	120	160	170	130	140	110	150
	Для схем № 5-6
	27	15	19	35	23	31	47	51	39	43
Мощность на выходном валу привода, кВт	2,2	2,4	1,6	2,8	3,4	2,0	2,6	3,0	3,2	1,8
Срок службы привода, тыс.часов	12	14	16	18	20	26	29	32	20	23
Реверсивность (Р -реверсивный; Н - нереверсивный)	Р	Н	Р	Н	Р	Н	Р	Н	Р	Н



Содержание

Введение

1. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Расчет мощности и КПД

1.2 Выбор электродвигателя и уточнение передаточных отношений

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

2.2 Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес

2.3 Проверочные расчеты передачи

3. Разработка эскизного проекта

3.1 Разработка быстроходного вала цилиндрическо-цепной передачи

3.2 Разработка тихоходного вала цилиндрическо-цепного колеса

4. Расчет ременной передачи

4.1 Расчет диаметра ведущего и ведомого шкивов

4.2 Расчет предварительного значения межосевого расстояния

5. Проектирование и расчет выходного вала редуктора на опорах качения

5.1 Построение расчётной схемы

5.2 Расчёт вала на жесткость

6. Конструирование деталей редуктора и привода

6.1 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

6.2 Конструирование корпуса редуктора

7. Разработка модели электродвигателя

7.1 Уравнения, описывающие работу асинхронного электродвигателя

7.2 Выбор модели асинхронного двигателя

7.3 Выбор и разработка общей модели двигателя

Список литературы



Введение

электродвигатель привод вал цилиндрический

При проектировании технологического оборудования необходимо обеспечить его высокое качество, т.е. совокупность свойств, обусловливающих функционирование оборудования в соответствии с его назначением. Качество характеризуется: технологической эффективностью, экономичностью, надежностью, удобством, простотой в обслуживании и эксплуатации, и другими свойствами. Технологическая эффективность устройства определяется эффективностью осуществляемого технологического процесса. Экономичность определяется общими затратами средств на проектирование, изготовление, монтаж, эксплуатацию и утилизацию оборудования после истечения его срока службы. Надежность - это свойство изделия выполнять заданные функции, сохраняя свои эксплуатационные показатели в заданных пределах в течение заданного срока службы.

Весьма различные машины и механизмы в большинстве своем состоят из однотипных по служебным функциям деталей и сборочных единиц. Поэтому одни и те же методы анализа, расчета и проектирования находят применение в достаточно далеких друг от друга отраслях техники. Поскольку большинство деталей машин общего назначения используются в приводах, то они и выбраны в качестве объекта курсового проектирования по дисциплине «Прикладная механика». Цель курсовой работы - приобретение навыков проектирования механизмов в рамках освоения модуля общепрофессиональных компетенций ОПК. В результате осваивается компетенция - способен применять соответствующий физико-математический аппарат, методы анализа и моделирования, теоретического и экспериментального исследования при решении профессиональных задач. При этом систематизирует и закрепляет знания правил и норм проектирования узлов и деталей машин на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам; анализирует назначение и условия работы всех деталей проектируемого изделия; прорабатывает наиболее рациональные конструктивные решения с учетом технологических, монтажных и экономических требований; производит кинематические, силовые и прочностные расчеты изделия; решает вопросы, связанные с выбором материалов деталей и их термообработки, а также вопросы по выбору наиболее технологичных форм деталей; продумывает процесс сборки и разборки изделия...

При проектировании необходимо соблюдать последовательность проведения проектных работ и правила оформления технической документации (пояснительной записки, чертежей). ГОСТ 2.103-68 устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ:

1. Техническое задание. Содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики (геометрические, кинематические, силовые и т.п.).

2. Техническое предложение. Представляет собой совокупность документов, дополняющих и уточняющих требования к проектируемому изделию (технические характеристики, показатели качества и др.), которые не могли быть указаны в техническом задании, но которые целесообразно сделать на основе предварительной конструкторской проработки и анализа различных вариантов возможных решений изделия. Техническое предложение - основание для разработки эскизного и технического проектов.

3. Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) - совокупность документов, содержащих принципиальные конструктивные решения, дающие общее представление об устройстве и принципе работы изделия, а также данные, определяющие назначение, основные параметры и габаритные размеры разрабатываемого изделия. Эскизный проект разрабатывается обычно в нескольких (или в одном) вариантах и сопровождается обстоятельными расчетами и анализом полученных результатов. Эскизный проект служит основанием для разработки технического проекта и рабочей документации.

4. Технический проект (ГОСТ 2.120-73) - совокупность документов, содержащих окончательные технические решения, дающие полное представление об устройстве разрабатываемого изделия и исходные данные для разработки рабочей конструкторской документации. Технический проект охватывает полную конструкторскую разработку всех элементов оптимального эскизного проекта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

5. Рабочая документация - заключительная стадия конструирования, включающая в себя создание конструкторской документации, необходимой для изготовления всех ненормализованных деталей (чертежей деталей, сборочных чертежей, спецификаций).



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Расчет мощности и КПД

Для подбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения вала. Потребляемую мощность привода P_вых (мощность на выходном (ведущем) валу агрегата, кВт) задается в бланке-задании: P_вых= 1,8 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

где P_дв-требуемая мощность электродвигателя, кВт; з_пр - коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Общий КПД привода для последовательно соединенных передач определяется как произведение КПД отдельных передач:

	(1.2)

где n - число ступеней, т.е. механических передач, в приводе. Согласно рекомендациям, приведенным в работе [1], КПД закрытого цилиндрического зацепления = 0,97, КПД открытой передачи , КПД пары подшипников качения , КПД соединительной муфты .

кВт.

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя определяют по формуле:

	(1.3)

Где n_вых- частота вращения выходного вала привода, мин^-1; i_ор - ориентировочное передаточное число привода. Оно равно произведению передаточных чисел всех ступеней привода:

	(1.4)

Передаточное число отдельной механической передачи определяется согласно рекомендациям [1]: i_ред=4, i_{откр.пер.}=2,3.

;

об/мин.

1.2 Выбор электродвигателя и уточнение передаточных отношений

После определения Р_дв и n_дв производится выбор электродвигателя. Данным параметрам соответствует двигатель АИР90L4(таблица 1.1).

Таблица1.1

Технические данные двигателя серии АИР с частотой 1500 об/мин

Типоразмер двигателя	Мощность, кВт	При номинальной нагрузке	Установочные и присоединительные размеры
		Скольже- ние, %	КПД, %	l1, мм	d1, мм
АИР90L4	2,2	7	85	50	39

Для определения асинхронной, т. е. номинальной частоты вращения вала электродвигателя используют зависимость

	(1.5)

где n_с - синхронная частота (таблица 1.2), об/мин; S- коэффициент скольжения ротора (%) относительно поля статора при номинальной нагрузке.

об/мин.

Рассчитаем для каждого вала такого привода величины n, щ иТначиная от электродвигателя, данные расчетов содержаться в таблице 1.2.

Таблица 1.2

Частота вращения, угловые скорости и вращающие моменты валов редуктора

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Вращающий момент, Н·м
1
2
3

Таким образом, выбран двигатель АИР90L4 с частотой 1500 об/мин и мощностью 2,2 кВт, рассчитаныдля каждого вала привода величины n, щ иТ,



2. Расчет зубчатых колес редуктора

Среди механических передач наибольшее распространение получили зубчатые передачи. Это объясняется рядом их достоинств, основные из которых:

? возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей и передаточных отношений;

? компактность по сравнению с другими передачами;

? высокий КПД (до 0,99 в одной ступени);

? большая долговечность и надежность в работе;

? постоянство передаточного отношения;

? относительная простота обслуживания.

К недостаткам зубчатых передач относятся:

? высокие требования к точности изготовления и монтажу;

? шум и вероятность возникновения вибрации при высоких скоростях, что связано с динамической неустойчивостью системы (явления резонанса);

К зубчатому зацеплению предъявляются следующие основные требования: во все фазы зацепления окружные скорости точек колес должны быть постоянными, так же постоянными должны быть величина и направление усилия, действующего на зуб; зубчатые колеса должны быть взаимозаменяемыми и допускать некоторые погрешности в межосевом расстоянии.

2.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Расчет любой зубчатой передачи (цилиндрической и конической) начинается с выбора материала и способа термической или химико-термической обработки (ТО, ХТО) зубчатых колес.

Для редукторов, к размерам которых не предъявлено особых требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45 и 40Х с ТО по варианту Iили II.

I - ТО колеса - улучшение, твердость 235…262 НВ; ТО шестерни - улучшение (нагревание с охлаждением на воздухе), твердость 269...302 НВ. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную способность. Применяют в слабо- и средненагруженных передачах. НВ_ср для колеса =248,5 МПа, для шестерни=285,5 МПа.

Допускаемое контактное напряжение:

Напряжение изгиба:

1)для колеса

МПа

МПа

2)для шестерни

МПа

МПа.

2.2 Определение основных геометрических размеров и характеристик зубчатых колес

Межосевое расстояние[2]:

	(2.1)

где K_а= 49,50 - для прямозубых колес;К_НВ-коэффициент нагрузки,[у]_H- допускаемое напряжение колеса, [у]_H=514,3 МПа; ш_a-коэффициент ширины колеса, для косозубых колес ш_a= 0,315; Т₃- вращающий момент на выходном валу, Т₃=124·10³Н·мм;

Найденное значение a_wокругляют в большую сторону до значения (мм) из ГОСТ 2185

a_w=100мм

Модуль для внешнего зацепления:

,	(2.2)

.

Расчетное значение округляется до величины из ряда (мм) по ГОСТ 9563-60** «Основные нормы взаимозаменяемости. Колеса зубчатые. m=1,5.

Число зубьев шестерни и колеса.

Суммарное число зубьев косозубых шестерни и колеса:

	(2.3)

z_У = 130.

Число зубьев шестерни:

	(2.4)

z₁= 26.

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

	(2.5)

Фактическое передаточное число:

	(2.6)

u_ф= 4.

Допускаемое отклонение фактического передаточного числа от заданного не более 4%:

<4%

Диаметры колес.

Делительные диаметры:

- шестерни

	(2.7)

d₁ =38,22мм

- колеса внешнего зацепления

	(2.8)

d₂=152,88мм

Проверка условия:

	(2.9)

мм

Диаметры окружностей вершин колес внешнего зацепления:

	(2.10)

мм;

	(2.11)

мм.

Диаметры окружностей впадин колес внешнего зацепления:

(2.12)

мм

(2.13)

мм

Ширина зубчатого венца:

- колеса

(2.14)

мм

- шестерни

(2.15)

мм.

На рисунке 1.1 приведены параметры генератора компонентов зубчатого зацепления, полученные в системе инженерного анализа.

Рисунок 1.1 Генератор зубчатого зацепления

На рисунках 1.2 и 1.3 приведены рассчитанные в системе инженерного анализа параметры шестерни и зубчатого колеса. Сгенерирована 3D модель приведённая на рисунке 1.4

Вывод:

Были выполнены расчеты параметров цилиндрического зацепления в системе инженерного анализа. Сгенерирована 3D модель зацепления, приводится проверочный расчет на прочность.



Рисунок 1.2 Параметры шестерни

Рисунок 1.3 Параметры зубчатого колеса



Рисунок 1.4 3D-модель зацепления

2.3 Проверочные расчеты передачи

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба:

- в зубьях колеса

	(2.16)

- в зубьях шестерни

	(2.17)

где K_Fa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Чтобы найти его нужно рассчитать степень точности изготовления зубчатых колес.

Степень точности изготовления зубчатых колес принимают в зависимости от окружной скорости колеса:



	(2.18)

V =2,7 м/с

Степень точности 9, K_Fa=1.

K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Чтобы его найти, нужно рассчитать ш_bd:

	(2.19)

В результате K_Fв=1,097.

K_FV - динамический коэффициент, K_FV=1.3.

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

Y_в = 0,83.

Коэффициенты формы зуба:

Y_F1=3,88

Окружная сила в зацеплении:

	(2.21)

Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение:

(2.22)

где K = 376 - для косозубых колес.

K_Hб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hб=1,16.

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hв = 1,039.

K_HV - динамический коэффициент,K_HV = 1.

_H = 492.

Таким образом, результаты, полученные аналитическим способом, совпали с расчётами, сгенерированными в программе Autodesk Inventor.



3. Разработка эскизного проекта

Первым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизном проектировании определяют диаметры валов, расстояния между опорами валов и расстояние между деталями передач, выбирают типы подшипников и схемы их установки.

3.1 Разработка быстроходного вала цилиндрическо-цепной передачи

Определение диаметров и длин участков быстроходного вала редуктора.

Диаметр выходного конца вала:

	(3.1)

где Т_Б - вращающий момент на быстроходном валу,Т_Б=33,28·10³Н·мм, [ф_к] - допускаемое напряжение на кручение. Для валов из сталей 40Х, 45, принимают пониженное значение [ф_к] = 15…20 МПа.

Диаметр вала в месте установки подшипника:

	(3.2)

где t - высота заплечика,t= 3.

Расчетный диаметр d_П округляется в большую сторону до числа, кратного 5:

d_П=25мм

Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

	(3.3)

где r - координата фаски подшипника, r = 1.

Расчетный диаметр d_БП округляется в большую сторону до стандартного числа:

d_БП= 28 мм

Длина промежуточного участка вала:

	(3.4)

- тихоходный вал

3.2 Разработка тихоходного вала цилиндрическо-цепного колеса

Диаметр выходного конца вала:

	(3.5)

где Т_Т - вращающий момент на тихоходном валу, Т_Т=58,2 Н·м.

.

Диаметр вала в месте установки подшипника:

	(3.6)

где t - высота заплечика, t= 3,5.

Диаметр буртика (заплечика) для упора подшипника:

	(3.7)

где r- координата фаски подшипника, r= 2.

Расчетный диаметр d_БП округляется в большую сторону до стандартного числа:

Диаметр вала в месте установки колеса:

	(3.8)

Длина промежуточного участка вала:

	(3.9)

3.3 Расстояние между деталями передач.

Чтобы вращающиеся колеса не задевали внутренние стенки корпуса, между ними оставляют зазор а, который определяют по формуле:

	(3.10)

где L- наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач,L=218 мм.

Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью колес:

b0 ?3•a	(3.11)

b₀ =3?10=30.

Рисунок 3.1

Разработали эскизный проект. Определили диаметры валов. Расстояние между опорами валов и расстояние между деталями передач. Выбрали тип подшипника.



4. Расчет цепной передачи

Она основана на зацеплении цепи 1 и 2 звездочек. Принцип зацепления, а не трения, а также повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью, при прочих равных условиях, значительно большие нагрузки. Отсутствие скольжения и буксования обеспечивает постоянство передаточного отношения (среднего за оборот) и возможность работы при значительных кратковременных перегрузках.

4.1 Расчет диаметра ведущего и ведомого шкивов

Принцип зацепления не требует предварительного натяжения цепи, в связи c чем уменьшается нагрузка на валы и опоры.

Число зубьев звездочек:

-ведущий:

	(4.1)

-ведомая:

	(4.2)

Фактическое передаточное число:

	(4.3)

Частота времени ведущей звёздочки:

	(4.4)

Коэффициент эксплуатации:

	(4.5)

Средняя скорость цепи:

	(4.6)

Уточнение шага цепи:

	(4.7)

Окружная сила:

	(4.8)

Делительный диаметр ведущей звёздочки:

	(4.9)

Диаметр окружности выступов:

	(4.10)

4.2 Расчет предварительного значения межосевого расстояния

Предварительное межосевое расстояние:

	(4.11)

Длина цепи в шагах:

	(4.12)

Фактическое межосевое расстояние:

	(4.13)

Диаметр ведомой звёздочки:

	(4.14)

Силы в зацеплении:

-окружная

	(4.15)

-радиальная

	(4.16)

-осевая

	(4.17)



Рисунок 3D-модель цепной передачи



5. Проектирование и расчет выходного вала редуктора на опорах качения

5.1 Построение расчетной схемы вала

На основании эскизной компоновки, представленной в разделе 3, в системе раздельного анализа создана трехмерная модель вала представлена на рис.(3.12)

Одна из опор вала была выбрана шарнирно-неподвижной, другая шарнирно-подвижной. Это обеспечивает свободную осевую деформацию вала и делает конструкцию статически определимой.

Рисунок 5.1 изгибающий момент вала



Рисунок 5.2 изгибающий момент вала на плоскость YZ

Рисунок 5.3 изгибающий момент вала на плоскость XZ

Одна из опор вала была выбрана шарнирно-неподвижной, другая-шарнирно-подвижной. Это обеспечивает свободную осевую деформацию вала и делает конструкцию статически определимой.

При определении нагрузок, действующих на вал, установленные на нем детали (колеса) мысленно отбрасывают и их действие на вал заменяют соответствующими нагрузками, определяемыми по известным правилам теоретической механики (рис. 3.1, в,г,д).

Векторы радиальных сил R переносят на вал вдоль линии их действия; векторы окружных P и продольных N усилий -параллельно самим себе. При этом от сил P появляются крутящие

, а от N - изгибающие , моменты (D₂-делительный диаметр колеса)

-крутящие

	(5.1)

-изгибающий

	(5.2)

Найденные нагрузки разлагаются на составляющие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях (вертикальной YZ и горизонтальной ZX).

Таким образом, вал работает на совместное действие растяжения (сжатия), кручения и изгиба в вертикальной (YX) и горизонтальной (ZX) плоскостях.

При расчете на прочность, пользуясь принципом независимости действия сил, определяют отдельно касательные напряжения, возникающие в стержне при кручении, и отдельно нормальные напряжения, возникающие в стержне при изгибе. Касательные напряжениями при изгибе пренебрегают.

Проверка прочности вала осуществляется по одной из теорий прочности [1,2]. Для круглого поперечного сечения (сплошного или кольцевого) эквивалентные напряжения могут быть определены по формуле:

	(5.3)

где W_ОС - осевой момент сопротивления сечения, M_экв - эквивалентный момент.

По третьей теории прочности (критерий - наибольшие касательные напряжения)

	(5.4)

	(5.5)

Условия прочности для круглого поперечного сечения вала определяется по формуле:

Предельное напряжение у_пред для деталей, выполненных из пластических материалов, принимается равным физическому у_T или условному у_0,2 пределам текучести; для деталей из хрупких материалов-пределу прочности у_пч на растяжение или сжатие. Значение запаса прочности n для пластичных материалов колеблется в пределах от 1,5 до 2,0; для хрупких-от 2,5 до 3,0.

В нашем случае значение запаса прочности будет n=2.

Согласно рекомендациям, вал в основном изготавливается из стали (Сталь 20). Предел текучести для стали 20 у_т=250 Мпа

Исходя из расчетов, можно сделать вывод о том,что прочность вала обеспечена.

5.2 Расчет вала на жесткость

Допускаемый прогиб вала принимается в пределах

[f]=(1,0…5,0) ?10^-4 ??₀=74?10^-4…370?10^-4 мм,

где ?₀-расстояние между подшипниками

Допускаемый угол поворота определяется типом подшипника и принимается порядка

рад

Рис. 5.4 расчетная схема вала



Рис. 5.5 результаты отклонения

Рисунок 5.6 график отклонения на плоскость YZ



Рисунок 5.7 график отклонения на плоскость XZ

Рисунок 5.8 угол отклонения



Рисунок 5.9 угол отклонения на плоскость YZ

Рисунок 5.10 угол отклонения на плоскость XZ

Таким образом, прочность и жесткость тихоходного вала редуктора обеспечена.



6. Конструирование деталей редуктора и привода

6.1 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Fr - радиальная нагрузка, воспринимаемая подшипником (реакции в опорах);

Fa - осевая нагрузка, воспринимаемая подшипником;

N - частота вращения вала, мин¹.

Подшипники качения, подобранные конструктивно, необходимо проверить на работоспособность. Методика проверки подшипника качения зависит от частоты вращения его колец. Если частота вращения n < 10 мин^-1, то подшипники выбирают по статической грузоподъемности. Подшипники, работающие при n ? 10 мин^-1, выбирают по динамической грузоподъемности.

Fa= Fz=1589,560 Н

F_x=993,995 Н

F_y=310,305 Н

При подборе по динамической грузоподъемности определяется расчетный ресурс подшипника:

	(6.1)

где n - частота вращения внутреннего кольца (как правило, частота вращения вала), мин^-1;

m - показатель степени, для шариковых подшипников m = 3, для роликовых m = 3,33;

C - паспортная динамическая грузоподъемность подшипника (кН), выбирается из соответствующего ГОСТ в зависимости от типа подшипника;

F - эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник, кН.

Для радиальных шариковых подшипников и радиально- упорных шариковых и роликовых подшипников:

	(6.2)

где К_Б - коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки (табл. 2);

К_Т - температурный коэффициент, зависит от рабочей температуры t_РАБ подшипника:

K_Т=2;

К_Б=1;

V=1

V - коэффициент вращения кольца: V = 1 при вращении внутреннего кольца; V = 1,2 при вращении наружного;

Fr и Fa - соответственно радиальная и осевая нагрузка, воспринимаемая подшипником;

X и Y - коэффициенты соответственно радиальной и осевой нагрузки.

С₀ - паспортная статическая грузоподъемность подшипника (кН),

определяется из справочника. Таким образом работоспособность выбранных подшипников обеспечена. Сколько прослужит



6.2 Конструирование корпуса редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатых и червячных передач. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов. Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус обычно выполняют разъемным, состоящим из основания (его иногда называют картером) и крышки. Плоскость разъема про- ходит через оси валов. В вертикальных цилиндрических редукторах разъемы делают по двум и даже по трем плоскостям. При конструировании червячных и легких зубчатых редукторов иногда применяют неразъемные корпуса со съемными крышками. Материал корпуса обычно чугун СЧ 10 пли СЧ 15. Сварные конструкции из листовой стали Ст.2 и Ст.З применяют редко, главным образом для крупно- габаритных редукторов индивидуального изготовления. Толщина стенок сварных корпусов на 20 -- 30% меньше, чем чугунных. Ориентировочные размеры элементов литых приведены в таблице 10.2 и 10.3. При конструировании таких корпусов следует при- держиваться установленных литейных уклонов (табл. 10.4), радиусов галтелей и переходов. Радиусы галтелей выбирают из ряда: 1, 2, 3, 5, 8, 10, 15, 20, 25, 30, 40 мм.

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора:

	(6.3)

	(6.4)

Диаметр фундаментных болтов (их число?4)



	(6.5)

Диаметр болтов у подшипников:

	(6.6)

	(6.7)

Рисунок 3D модель нижнего кожуха.

6.3 Конструирование корпусных деталей, плит и сварных рам

Корпусные детали, литые рамы обеспечивают взаимное расположение деталей и агрегатов и воспринимают основные силы, возникающие в механизмах. Корпусные детали и плиты обычно имеют сложную форму и их, как правило получают методом литья (крупносерийное и массовое производство), или сваркой (единичное и мелкосерийное). Основной материал корпусов и плит - серый чугун марки не ниже СЧ15.

Толщина стенок корпуса принимается 8…14 мм в зависимости от размера корпуса или плиты. Толщина ребер жесткости принимается равной толщине стенок, радиусы сопряжений плоскостей стенок: большие радиусы - 1,5 толщины стенки, малые - 0,5 толщины. Формовочные уклоны принимаются 10…60 в зависимости от высоты. В местах расположения платиков, приливов, бобышек толщина стенок корпуса увеличивается на 20%...50%.

Для предохранения поломок сверл поверхности корпуса в начале сверления и на выходе сверла должны быть перпендикулярны оси вращения сверла. Все резьбовые отверстия в корпусе должны быть равными или более М6.

Корпуса, как правило, бывают разъемными, поэтому позиционирование крышки относительно корпуса производится при помощи двух конических штифтов с внутренней резьбой. Растачивание посадочных мест под опоры, сверление крепежных отверстий в корпусе производится в собранном корпусе, при установленных штифтах.

Сварные корпуса и рамы изготавливаются из деталей, выполненных из сортового проката (лист, полоса, уголок, швеллер), соединенных между собой электродуговой сваркой (обозначение сварки по ГОСТ 2.312-72). При одинаковых сварных швах требования к ним указываются в технических требованиях. В технических требованиях также указываются требования по контролю качества сварного шва

Места под установку агрегатов (двигателя, редуктора и пр.) -платики обрабатываются фрезерованием или строганием (R_a 20…10 мкм).

1. Проектирование фланцев корпуса.

Редуктор выполняется с разъемом по плоскости, в которой лежат оси валов, состоит из двух частей крышки и основания корпуса. Соединение крышки и основания осуществляется с помощью фланца, опоясывающего редуктор. Во фланце выполняются отверстия, в которые устанавливаются болты, после затяжки гаек, жестко соединяющие крышку и основание, создавая цельную конструкцию.

Толщина стенки корпуса д

	(6.8)

По технологическим соображениям из условия получения отливки толщина стенки должна быть не менее 8 мм. Если расчетное значение д оказалось меньше 8 мм - принимаем д = 8 мм.

Наружную поверхность стенки корпуса прочерчиваем на компоновке штриховой линией по контуру редуктора.

Размеры фланцев и положение отверстий под болты определяются в зависимости от диаметра болтов. В редукторах можно использовать два типоразмера стяжных болтов.

Болты диаметром d_1, крепящие редуктор к раме или фундаменту (фундаментные болты), устанавливаются в нижнем фланце основания корпуса и на данном этапе компоновки не прочерчиваются. Диаметр фундаментных болтов можно определить по эмпирической формуле

	(6.9)

Болты выполняются, как правило, с метрической резьбой, параметры резьбы стандартизованы. Наружные диаметры наиболее распространенных резьб первого ряда (предпочтительного применения) и соответствующие разеры фланца

2. Проектирование крышек люков

Для заливки масла в редуктор и контроля (регулировки) состояния зубчатых колес в корпусе делают люки. Для удобства контроля размеры люков должны быть максимально возможными и располагаться в верхней части корпуса. Люки обычно делают прямоугольной формы и закрывают крышками, изготовленными из стального листа или литыми из чугуна.

Длину люка L = 100 мм

Ширина В =58 мм

Диаметр винтов крепящих крышку d = 8 мм

Длина крышки

Ширина .

Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной (1,0…1,5) мм или техническая резина марки МБС толщиной (2…3) мм привулканизированная к крышке.

В крышке люка удобно располагать пробковую отдушину. Отдушина либо вставляется в отверстие в крышке люка и фиксируется сваркой, либо ввинчивается.

Крышку люка с отдушиной следует представлять в этом случае как узел, входящий в редуктор.

Толщину крышки можно принять дк = (5…6) мм.



Рисунок. 3D- модель крышки

3. Проектирование отдушин

Рисунок. Отдушина

4. Проектирование маслоуказателя

Для контроля за уровнем масла в редукторе устанавливают маслоуказатели различных типов. Наибольшее распространение получили маслоуказатели жезловые (щупы).



Рисунок Маслоуказатели жезловые

5. Проектирование маслосливных отверстий

При работе передачи продукты изнашивания постепенно загрязняют масло. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, залитое в редуктор, периодически меняют. Для замены масла в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой.

Рисунок пробки с маслосливным отверстиям

Цилиндрическая резьба не создает надежного уплотнения. Поэтому под пробку с цилиндрической резьбой ставят уплотняющие прокладки из фибры, алюминия или паронита. Для этой цели применяют также кольца из маслобензостойкой резины, которые помещают в канавки глубиной t, чтобы они не выдавливались пробкой при ее завинчивании.



Рисунок 3D модели редуктора



7. Разработка моделей электродвигателя

Асинхронный двигатель - это асинхронная машина, предназначенная для преобразования электрической энергии переменного тока в механическую энергию. Само слово “асинхронный” означает не одновременный. При этом имеется ввиду, что у асинхронных двигателей частота вращения магнитного поля статора всегда больше частоты вращения ротора. Работают асинхронные двигатели, как понятно из определения, от сети переменного тока.

7.1 Уравнение, описывающие работы асинхронного двигателя

Уравнения, связывающие крутящий момент на валу и угловую скорость вала двигателя можно записать в виде упрощенной формулы Клосса.

	(7.1)

Где Тэ - электромагнитная постоянная времени

р - оператор лапласса

w0 - угловая скорость поля статора

w - угловая скорость ротора

В - жесткость механической характеристики двигателя

	(7.2)

Где w0эл - угловая скорость сети

Sк - критическое скольжение

	(7.3)

Где f - рабочая частота сети.

	(7.4)

Где Sн - номинальное скольжение

Мк - перегрузочная способность

	(7.5)

Где Рп - число пар полюсов

	(7.5)
	(7.5)
	(7.6)
	(7.7)

Где К_пр - коэффициент преобразования

Т_пр - постоянная времени преобразователя

7.2 Выбор модели асинхронного двигателя

Исходные данные

Моделируемая машина - асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа АИР90L4.

Условные обозначения электродвигателя АИР 90 L 4 У2 IP54 3 кВт, 1500 об/мин, IMxxxx:

А - асинхронный двигатель;

И - двигатель разработан в рамках Интерэлектро;

Р - привязка мощностей к установочным размерам в соответствии с ГОСТ Р 51689;

100 - высота оси вращения (габарит);

S - установочный размер по длине станины;

4 - число полюсов;

Е - со встроенным электромагнитным тормозом;

У - климатическое исполнение;

3 - категория размещения;

IP54 - степень защиты электродвигателя;

3- мощность электродвигателя;

1500 - обороты электродвигателя;

IM - монтажное исполнение по ГОСТ 15150-69.

Справочные данные

Мощность	2,2 кВт
Номинальная частота вращения	1420 об/мин
Номинальный ток при напряжении 220/380	9,2/5,4 А
Номинальный крутящий момент	14,8 Н•м
КПД	79,7%
cosц	0,79
Iпуск/Iном	6
Мпуск/Мном	2
Ммакс/Мном	2,4
Ммин/Мном	2
Масса	18,1 кг
Коэффициент мощности	0,82
Момент инерции	0,0087
Степень защиты	IP54
Класс изоляции	F

7.3 Разработка общей модели двигателя

В процессе проведения опытно-конструкторских работ по созданию регулируемых электроприводов требуется выбрать структуру разрабатываемого ЭП и алгоритмы его управления. В целях проверки правильности принимаемых решений применяют методы компьютерного исследования электромеханических процессов, протекающих в моделях ЭП, позволяющие производить оценку соответствия динамических характеристик разрабатываемого ЭП требованиям, приведенным в техническом задании. Наиболее распространенным среди таковых является пакет MATLAB с различными дополнениями, из числа которых Toolbox Simulink, удобный при проведении анализа электромеханических процессов, протекающих в ЭП. Основным достоинством этого дополнения является наличие библиотечных моделей, имитирующих практически все элементы, входящие в состав ЭП. Возможности пакета Toolbox Simulink позволяют создавать самостоятельно модели исполнительных двигателей, учитывающие дополнительные эффекты. При проведении компьютерных исследований электромеханических процессов, использование библиотечной модели АД из дополнения Toolbox Simulink к пакету прикладных программ MATLAB является вполне допустимым и оправданным при введении дополнительных блоков для реализации управления.

Последовательность блоков

	Ступенчатый сигнал. Назначается время и величина нагрузки на двигатель.
	Блок усилителя. Выполняет умножение входного сигнала на постоянный коэффициент.
	Насыщение. В параметрах задаются верхний и нижний пределы.
	Блок передаточной характеристики. Создает передаточную функцию в виде отношения полиномов заданной степени.
	Блок умножения и деления. Вычисляет произведения текущих значений сигналов.
	Блок определения знака сигнала. Определяет знак входного сигнала.
	Блок осциллографа. Назначение: построение графиков исследуемых сигналов как функций времени.

А) Прямой пуск



Прямой пуск электродвигателя приводит к большому времени разгона до номинального режима работы и к высоким скачкам пускового момента. Большой пусковой ток вреден как для источника тока, так и для самого двигателя. В связи с этим прямой пуск чреват быстрому выходу электродвигателя из строя.

Б) Плавный пуск



Устройство плавного пуска при запуске двигателя линейно наращивает подачу напряжения на него - от 30 % до номинального значения. Также устройство плавного пуска двигателя ограничивает верхнюю планку пускового тока, разрешая его повышение только в пределах 3-5 раз от номинального показателя.

В) Пуск с редуктором



Список литературы

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т. 3. 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. М.: Машиностроение, 2001. 864 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. 2-е изд., перераб. и доп. Калининград: Янтарный сказ. 2002.-454 с.

3. Кинематические расчеты приводов машин: методические указания для самостоятельной подготовки студентов к выполнению курсового проекта. / 4. А.Л. Кириленко, А.Б. Коновалов, М.В. Авакумов.изд.2-е испр.СПб., 2011-29с.

5. Кушнаренко В.М., Ковалевский В.П., Чирков Ю.А. Основы проектирования передаточных механизмов: Учебное пособие. Оренбург: ОГУ, 2003.

6. Болобанова Н.Л., Румянцев В.В., Красикова Е.А. Применение САПР при конструировании машин и оборудования металлургического производства. Учеб. пособие. Череповец: ГОУ ВПО ЧГУ, 2006.

7. Курсовое проектирование деталей машин / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. 2-е изд.: Машиностроение, 1988. 416 с.

8. Раветов Д.Н. Детали машин. М.: машиностроение, 1989. 496 с.

9. Иванов И.Н. Детали машин. К.: Высшая школа, 1984. 336 с.

10. Биргер И.А., Шорр Б.Ф., Иосилевич Г.В. Расчеты на прочность деталей машин: Справочник. М.: Машиностроение, 1993. 639 с.

11. Детали машин: Атлас конструкций в двух частях / Под ред. Решетова Д.Н. М.; Машиностроение, 1992. Ч. I. 352 о.

12. Дунаев П.В., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985. 416 с.

13.Чернавский С.А., Боков К.Н. «Курсовое проектирование деталей машин»: учеб. Пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. М.: ООО ТИД «Альянс», 2005. 416 с.: ил.

14. Васильев В.З. «Справочные таблицы по деталям машин» М.: Машиностроение 2005 год 326 с.

15. Дунаев П.Ф. «Детали машин. Курсовое проектирование» М.: Высшая школа 1990 год.

16. Чернавский С.А. «Курсовое проектирование деталей машин» М.: Машиностроение 1999 год.

Размещено на Allbest.ru

...