Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 06 Мая 2013 в 23:27, курсовая работа

Описание работы

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны на период 2009 года, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии – станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем.

Содержание работы

Введение …………………………………………………………………….….4
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода…………6
Расчет зубчатой передачи редуктора ……………………………………………..8
Расчёт открытой ременной передачи…………………………………………….12
Проектировачный расчёт валов редуктора ………………………..…………....14
Конструктивные размеры зубчатой пары …………………………………….…15
Конструктивные размеры корпуса редуктора…….…………… ……………….16
Первый этап компоновки редуктора …………………………………………….18
Подбор подшипников и их проверка на долговечность………………………..21
Проектировачный расчёт шпоночных соединений ………… …………………23
Проверочный расчёт валов на усталость ………………………………………..25
Выбор посадок деталей редуктора ……………………………………………..26
Смазка и сборка редуктора ………………………………………………………26
Литература …………………………………………………………………26

Файлы: 1 файл

Тех.Мех (пояснительная записка).doc

— 288.00 Кб (Скачать файл)

ВВЕДЕНИЕ

 

В основных направлениях экономического и социального развития нашей страны на период 2009 года, перед машиностроением поставлена важнейшая задача повышения производительности труда на основе широкого внедрения новой техники и прогрессивной технологии – станков с числовым управлением, роторных, роторно-конвейерных и других автоматических линий, автоматизированных и роботизированных комплексов, гибких производственных систем.

В целях решения этой задачи необходимо совершенствовать ремонтное производство, обеспечивая надежную работу машин и оборудования во всех отраслях народного хозяйства. Эффективность реконструкции всех отраслей народного хозяйства в решающей мере зависит от машиностроения. Именно в нем материализуется научно – техническая идея, создаются новые системы машин, определяющие прогресс в других отраслях экономики.

Перед машиностроителями  поставлена задача: резко повысить технико – экономический уровень  и качество своей продукции, перейти  на выпуск самых новейших машин, станков, приборов.

Первоочередное развитие получают такие отрасли машиностроения, как станкостроение, электротехническая промышленность, микроэлектроника, вычислительная техника и приборостроение, вся  индустрия информатики – подлинные  катализаторы научно технического прогресса. Темпы прироста выпуска продукции этих отраслей намечены в 1,3…1,6 раза выше по сравнению со средними по машиностроению в целом.

В настоящее время  создан и получает распространение  принципиально новый класс машин, обеспечивающих высокую производительность - автоматизированных производственных системы (участки, цехи, заводы). Ускоренно нарастает производство промышленных роботов, обладающих искусственным зрением, воспринимающих речевые команды и быстро

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

приспособляющихся к  изменяющимся условиям работы.

Белорусское производство принимает организационные и  экономические меры для опережающего развития машиностроительного комплекса, быстрейшего создания новой техники  и ее внедрения в производство.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость и увеличивающий момент в приводах от электродвигателя к рабочей машине.

Редуктор состоит из зубчатых или червячных, передач, установленных  в отдельном корпусе, что принципиально  отличает его от зубчатой или червячной передачи, встраиваемой в исполнительный механизм или машину.

Редуктор классифицируется по типам, типоразмерам и исполнением.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного  вала к тихоходному и положением осей валов в пространстве. Для обозначения передач используется прописные буквы русского алфавита: Ц – цилиндрическая, К – коническая, Ч – червячная, Г – глобоидная, П – планетарная, В – волновая.

Вертикальный одноступенчатый  редуктор может иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже – сварными, стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического  редуктора по ГОСТ2185-66 Umax=12,5

Выбор вертикальной схемы  для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вела приводимой в движение машины и т.д.)

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

   1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода

          F=5,5; V=1,46; D=340;

          1.1 Определяем общий КПД привода:

ŋ общ = ŋ р ·ŋ2п ·ŋ з

По таблице 1.1 принимаем:

ŋ р = 0,96;

ŋ з = 0,97 ;

ŋ п = 0,99;

ŋ общ = 0,96 х 0,97 х 0,99= 0.91

1.2 Определяем мощность на валу  барабана:

Р бар = F x V = 8.03 (кВт);

1.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

P тр = P бр / ŋ общ = 8,03 / 0,91 = 7,3 кВт.

1.4 Определяем угловую скорость барабана:

ω бар = 2υ / D = (2 х 1,46 х 1000) / 340 = 8,58 (рад/с);

частота вращения барабана

 n бар = (30 х ωб) / π = (30 х 8,58) / 3,14 = 81,9 (об/мин).

1.5 Определяем общее передаточное отношение привода:

i= Wдв  / Wбар = 101,84 / 8,58 = 11,86 (рад/с);

Намечаем для редуктора u = 4, тогда для клиноременной передачи

iр = 11,86 / 4 = 2,96

1.6 Определяем частоту вращения вала двигателя:

n дв = 1000 - 27 = 973 (об/мин).

1.6 По таблице П1 принимаем трехфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый серии 4А (ГОСТ 19523-81) электродвигатель с мощностью P = 2,8 кВт и частотой вращения n =  1000 об/мин типоразмером 160S6. P дв = 11,0 кВт; S = 2,7 %;

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

 

1,7 Условная скорость  и частота вращения ведущего  вала редуктора:

W1 = Wбар x u = 8,58 x 4 = 34,32 (рад / с);

n1 = n бар x u = 81,9 x 4 = 327,6 (об/мин);

1.8 Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода:

Вал А

n дв = 973 об/мин

Wдв = 101,84 рад/с

Вал В

n 1 = 327,6 об/мин

W1 = 34, 32 рад/с

Вал С

n 2 = n бар = 81,9 об/мин

W2 = Wбар = 8,58 рад/с


1.9 Определяем вращающие моменты на валах редуктора:

Т1 = Р1 / ω1 ;

T1 = 7,3 x 1000 / 25,39 = 287,5 (Н х м);

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

2. Расчет зубчатой передачи редуктора

 

2.1 Выбор материала зубчатых колес:

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колёс из указанных материалов [σ H] = 410 Мпа.

 

2.2 Определяем допускаемые контактные  напряжения:

 [σ H] = σ H lim b K HL / [S H];

 где σ H lim b – предел контактной выносливости при базовом числе    циклов.

Из таблицы для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σ H lim b = 2HB + 70

K HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной  эксплуатации редуктора, принимают K HL = 1; коэффициент безопасности [S H] = 1.10.

Для прямозубых колес  расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. 3:

[σ H] = 530 х 1 / 1,10 = 482

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

H] = 482 (МПа);

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

2.3 Определяем межосевое расстояние из условия контактной        выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

                                               _____________________

               a ω = K a х (u + 1) 3√ (Т2 КHB) / ([σ H]2 u2 ψ ba ) ;

где для прямозубых колес Ка = 49,

а передаточное число нашего редуктора U = 4.

  К HB – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. По таб. 3.1 принимаем К HB = 1,2.

  ψ ba – коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимают   ψ ba = 0,16

Т= Р бар х 1000 / w бар = 8,03 х 1000 / 8,58 = 936 (Н х м)

Тпринимаем 936

                                          _______________________________

           а ω = 49 х (4 + 1) 3√(936 х 103 х 1,2) / (4822 х 42 х 0.16) = 303,8 (мм);

  Принимаем межосевое расстояние  по ГОСТ 2185 – 66 ближайшее значение   

          а  ω  = 315 (мм).

 

2.4 Определяем нормальный модуль зацепления:

m n = (0.01 ÷ 0.02) а ω  = (0.01 ÷ 0.02) х 315 = 3,15 ÷ 6,3 мм,

принимаем по ГОСТ 2185-66 m n = 6 (мм).

 

2.5 Определяем суммарное число зубьев

z1 = (2 х а ω)  / ((u + 1) х m n)

z1 = (315 х 2) / (5 х 6) = 21;

z2 = z1 х а ω = 84  ;

Принимаем  z1 = 21; тогда  z2 = 84.

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

    Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d1 = m n z1 = (6 х 21) = 126 (мм);

d2 = m n z2 = (6 х 84) = 504 (мм);

Проверка:

а ω = (d1 + d2) / 2 = 126 + 504 / 2 = 315 (мм).

диаметры вершин зубьев:

d a1 = d1 + 2m n = 126 + 2 х 6 = 138 (мм);

d a2 = d2 + 2mn = 504 + 2 х 6 = 516 (мм),

ширина колеса:

b2 = ψ ba х a ω = 0.16 х 315 = 50.4 (мм);

Принимаем b2 = 50 (мм);

ширина шестерни : 

b 1 = b 2 + 5 мм = 55,4 (мм);

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

                                                      ψ bd = b1 / d1 = 55,4 / 126 = 0,44

2.6 Окружная скорость колес и степень точности передачи:

 υ = (ω 1 х d 2) / (2 х 103) = (34,32 х 126) / (2 х 10-3) = 2,16 (м/с);

 

 При такой скорости  следует принять 8-ю степень точности.

 

 Коэффициент нагрузки:

K H = K х K х K ;

 Значение K   даны в таб. 3.5; при ψ bd = 2,16, твердости HB ≤ 350 и симметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи K ≈ 1,04.

 По таб. 3.4 глава 3 при υ = 0.49 м/с и 8-й степени точности K ≈ 1.09. По таб. 3.6 для прямозубых колес при υ ≤ 5 м/с имеем K = 1.05.

 

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

Таким образом,

K H = 1,04 х 1,09 х 1,05 = 1.19;

 

2.7 Проверка контактных напряжений по формуле:

                                 _____________________

σ H = (436 / а ω) х (√ (Т2 х КH) х (u + 1)3 / b2 u2)

                                    ________________________________

σ H = (270 / 315) х (√ (936 х 1000 х 1,19 (4 + 1)3 / 50,4 х 1,6  = 357 (Мпа),

 

что менее  [σн] = 410 МПа.  Условие прочности выполнено;

 

2.8 Силы, действующие в  зацеплении:

 

Окружная:

Ft = 2T1 / d1 = 2 х 287,5 х 1000 / 126 = 4563,5 (H);

Радиальная: 

Fr = Ft х tg α = 4563,5 х 0,364  = 1661,1 (H);

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

 

σ = Ft x K f x Y x YB x K Fa  / b x m n

Коэффициент нагрузки:

             Принимаем K FB = 1,07 по табл. 3,7, а K fv = 1,25 по табл. 3,8;            

             K = K FB  x K fv = 1,07 х 1,25 = 1,3375 = 1,34;

               2.9 Допускаемое напряжение при  проверке га изгиб определяют  по формуле:

              [σf] = σ Flimb / [S F]

По табл. 3,9 ждя стали 45 улучшенной предел выносливости принимаем  при отнулевом цикле изгиба σ Flimb = 1,8 НВ;

 

 

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

 

Для шестерни: σ Flimb = 1,8 х 230 = 415 (Мпа);

Для колеса: σ Flimb = 1,8 х 200 = 360 (Мпа);

Коэффициент безопасности: [S F] = 1,75;

Допускаемое напряжение:

Для шестерни: [σ F1] = 415 / 1.75 = 237 (МПа);

Для колеса: [σ F2] = 360 / 1,75 = 206 (МПа);

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [σ F] / Yf меньше. Найдём эти отношения:

Для шестерни 237 / 4,05 = 58,5 (Мпа);

Для колеса 206 / 3,61 = 57,06 (Мпа);    

Проверку на изгиб  проводим для колеса:

σ F2 = Ft x K f x Y/ b2 m n;

σ F2 = 4563,5 х 1,34 х3,61 / 50,4 х 6 = 73 (Мпа);

            σ F2 < [σ F2]

73 < 206 (MПа), условие на прочность выполнено.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 Предварительный расчет валов редуктора

 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым   напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца  при допускаемом напряжении [τk] = 25 МПа по формуле:

Из стандартного ряда принимаем 

dВ1 = 28 (мм);

dп1 = 30(мм).

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от напряжения ремня, принимаем [τk] = 20 МПа.

Диаметр выходного вала:

 

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата


 

 

 

   

     3. Расчёт открытой  ременной передачи.

   

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

         

 

Лист

         
 

Изм

Лист.

№ докум.

Подп.

Дата

Информация о работе Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода