• RU
  • icon На проверке: 19
Меню

Расчет электромеханического привода

  • Добавлен: 24.01.2023
  • Размер: 1 MB
  • Закачек: 0
Узнать, как скачать этот материал

Описание

Расчет электромеханического привода

Состав проекта

icon
icon
icon Чертеж колеса.bak
icon Чертеж вала.bak
icon Спецификация на печать.bak
icon Рамка.bak
icon
icon Титульник ПЗ.docx
icon РАССЧЕТНАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА.docx
icon Спецификация.spw
icon Рамка содержание.cdw
icon Рамка.cdw
icon Рамка содержание.bak
icon Чертеж вала.cdw
icon Спецификация.bak
icon Чертеж колеса.cdw
icon Спецификация на печать.spw

Дополнительная информация

Контент чертежей

icon Титульник ПЗ.docx

Министерство высшего и профессионального образования
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ
Руководитель Китов А.К.
Расчет электромеханического привода
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
обозначение документа
шифр подпись И.О. Фамилия
подпись И.О. Фамилия
Курсовой проект защищен

icon РАССЧЕТНАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА.docx

Министерство высшего и профессионального образования
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ
Руководитель Китов А.К.
Расчет электромеханического привода
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
обозначение документа
шифр подпись И.О. Фамилия
подпись И.О. Фамилия
Курсовой проект защищен
РАССЧЕТНАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Схема привода показана на рис. 1.1
Дано:NBB=62 кВт; nBB= 24 обмин
(мощность и обороты на ведомом валу).
1 Выбор электродвигателя по оборотам
nд= nBB *uобщ где uобщ - общее передаточное отношение привода.
Имеется в наличии червячный редуктор с uчр= 20 и цилиндрический редуктор uр = 5.
Тогда uобщ= uр* uчр = 20*5 = 100 . Соответственно
nД= nBB *uобщ = 24*100 = 2400 (обмин). Двигателя с такими оборотами нет. Есть электродвигатели с числом оборотов в минуту: 750; 1000; 1500; 3000 обмин.
Ближе двигатель на 3000 обмин.
Уточняю uобщ = nдnBB = 300024 = 125.
Провожу коррекцию передаточных отношений:
uчр = uобщ uр = 1255 = 25
Таким образом я подобрал электродвигатель по оборотам и определил передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом.
2 Выбор электродвигателя по мощности
NД = NBBобщ где общ - общий KПД привода.
общ= 04*р*чр= 0994*097*08= 07454
NД = NBBобщ = 6207454= 832 кВт.
Принимаю электродвигатель 4A132M2 у которого мощность NД =11 кВт nдв=3000 обмин.
A132M2 – 4А - серия асинхронных двигателей; 132 высота центра вала от подошвы; М - тип исполнения; 2 - число полюсов.
Для расчета элементов привода мне потребуются параметры на всех валах привода; мощность – Вт; число оборотов – n обмин;
угловая скорость – с-1; крутящий момент – Т Н*м.
Составлю таблицу этих параметров (таблица 1.1).
Двигаясь от ведомого вала к ведущему вычисляю мощности N Вт; по формулам:
N4= NBB 0 = 6200099 =626262 Вт
N3 = N40*чр = 626262(099*08)=790735 Вт
N2 = N3 0 = 790735 (099*097)=823424 Вт
N1 = N2 0 = 823424 099=831742 Вт
Вычисляю обороты: n обмин:
n3= n4* uчр=24*25=600 обмин
n1= n2* uр=600*5=3000 обмин
Вычисляю угловые скорости с-1:
= П* n130=314*300030=314 с-1
= П* n230=314*60030=628 с-1
= П* n330=314*60030=628 с-1
= П* n430=314*2430=2512 с-1
Вычисляю крутящие моменты: Т= N
Расчет зубчатых колес редуктора
1Расчет зубчатых колес на контактную прочность
Условие контактной прочности имеет вид:
Здесь aw = a – межосевое расстояние; T2- крутящий момент на валу зубчатого колеса; b2- ширина колеса; u — передаточное отношение пары зацепления
KH = KHa*KHB*KHv- комплексный коэффициент KHa - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KHB - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHv - зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов приведены ниже. Предварительно принимаем KH = 13
Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле: = Hlimb* KHL
где H - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали а также при объемной закалке принимают = 11 12; при поверхностном упрочнении зубьев =12 13.
Я применили поверхностную закалку48 54HRC( 52 HRC) . Сталь углеродистая и легированная 17HRC +200
В этом случае: Hlimb =17*52+200=1084 МПа
Тогда = Hlimb * KHL = 1084*1115 = 83384 МПа
Определяем межосевое расстояние по формуле:
где Т2 - крутящий момент на валу колеса берется из таблицы 1.1 (для получения требуемой размерности крутящий момент Т2 следует подставлять в Н*мм.); - коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач = 025 040. Принимаем =035. В результате получим :
После определения межосевого расстояния выбираю стандартный нормальный модуль в интервале
т = тn = (001 002)*= (001 002)*75= 075 15 мм
ряд 1:1; 15; 2; 25; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;20;
ряд 2:125; 1375; 175; 225; 275; 35; 45; 55; 7; 9; 11; 14; 18
Выбираю модуль mn = 1 мм.
Определяю суммарное число зубьев предварительно задавшись углом наклона зубьев в интервале = 8o 15°.Принимаем = 10°.
Определяю числа зубьев шестерни и колеса
z1= z(u+1)=14772(5+1)=246 =24
z2 = z1*u = 25*5=120
Уточняю угол наклона зубьев.
cos = = (24+120)*1(2*75) = 096
Определяю основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные:
Проверка: aw = ( =(25 + 125)2 = 75 мм
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса =035*75=2625 мм =27 мм
Ширина шестерни =27+4=31 мм
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: =3125=124
Определяем окружную скорость и степень точности передачи:
V = = 314*25 (2*103)=3 925 мс здесь - угловая скорость шестерни (таблица 1.1).
(Если V 5 мс - следует принимать 8-ю степень точности; если V > 5 мс - 7-ю степень точности.)
Принимаю 8-ю степень точности
Уточняю комплексный коэффициент нагрузки KH = KHa*KHB*KHv (предварительно принял KH = 13). Симметричное расположение колес.
KHa =105 при 7-й ст.тонн и V5мс; KHa = 11 при V> 5мс;
KHa = 109 при 8-й ст. точн. и V 5 мс; KHa = 113 при V> 5 мс;
KHB = 103 105 при = 08 12 и твердости НВ 350;
KHB = 106 112 при = 08 12 и твердости >НВ 350;
KHv = 10 при V≤ 5(мс); KHv = 105 107 при V> 5мс.
В моем случае KHa = 109; =109; KHv =1.
KH = KHa*KHB*KHv =109*109*1=11881
Проверка контактных напряжений
Условие контактной прочности выполнено.
2 Силы действующие в зацеплении
Окружная = 2*2649*10325=21192 Н.
Радиальная Pr = P*tq α cos = 21192* tq 200 cos 16260 = 80346 Н
(α = 20° - стандартный угол эвольвентного зацепления).
Осевая = 21192*tq16260 = 6181(Н).
3 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
Условие прочности имеет вид:
F = YF*Y*KFα*KF*KFv* 2T1(z12*bd*m3) ≤ []F. (2.7)
Коэффициент VF зависит от числа зубьев и имеет следующие значения:
Z 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более
YF 428 409 39 З8 370 366 362 361 360
Y - учитывает угол наклона зубьев. Y =1- 140
KFα - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями в курсовом проектировании принимают KFa = 075.
KF - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба
KF = 108 113 при bd = 08 12 и твердости НВ 350;
KF = 113 130 при bd = 08 1.2 и твердости >НВ 350;
KFv - коэффициент динамичности зависит от скорости и степени точности
Способы термохимической обработки зубьев
Нормализация или улучшение
Углеродистая и легированная
Поверхностная закалка
Цементация и нитроцементация
Низкоуглеродистая и легированная
Легированная (38ХМЮА)
передачи KFv == 10 11 при V3мс; КнУ = 11 13 при V> 3мс.
Допускаемое напряжение определяется по формуле = °Flimb [n]F
[n]F - коэффициент запаса прочности. [n]F = [n]F'*[n]F
Значения [n]F' приведены в таблице 2. [n]F" - учитывает способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок [n]F" = 1. Для проката [n]F" =1.15 Для литых заготовок [n]F" =1.3
Принимаю [n]F" =1.15
°Flimb очень сильно зависит от термообработки зубьев. Значения
°Flimb приведены в таблице 2.1.
Поверхностная закалка 49 HRC сталь углеродистая и легированная
°Flimb= 700 Мпа [n]F’ =1.75
В нашем случае: YF = 397 (24 зубьев)
Y = 1 - 140 = 1 – 1626140 =08838
KFα = 075; KF = 133; KFv = 12
[n]F = [n]F'*[n]F"= 175*115 = 20125
[]F = °Flimb [n]F = 70020125 = 3478МПа
F = YF*Y*KFα*KF*KFv* 2T1(z12*bd*m3) =
= 397*08838*075*l33*l2*2*2649*103(242*124*13)=3115 МПа []F Условие прочности выполнено.
Расчет валов редуктора
В курсовом проектировании предлагается производить расчет валов на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [] = 25 МПа. Вы можете воспользоваться этим предложением. В нашем пример используем более обоснованный подход. Предположим что для валов применили Сталь 45 имеющую в состоянии поставки B = 598 МПа; T= 363 МПа. Коэффициент запаса прочности возьмем n = 5.
Тогда [] = B5 = 5985 = 1196 МПа 120 МПа
[] = 05 06 [] = 05*120 = 60 МПа
Диаметры валов (ведущего и ведомого) определяются по формуле:
Диаметры выходных концов валов нельзя оставлять в таком виде. Их нужно округлить до ближайших больших стандартных размеров чтобы можно было устанавливать стандартные муфты.
Стандартные диаметры валов и соответствующие им длины валов
Конструктивные схемы валов
Ведущий вал (Рис2.1)
Ближайший больший dв1=14 мм. Между dв1и dп1 (размер под подшипник) необходима ступенька не менее 2-х мм на диаметр то есть
dп1> dв1 + 2 = 14 + 2 = 16 мм. Подшипников с таким диаметром нет. Ближайший больший подшипник имеет диаметр dп1=17 мм. Подшипник должен упираться в бурт.
dб1> dп1+ 3 = 17 + 3 = 20 мм. Оставляю этот диаметр
Ведомый вал (Рис2.2)
Ближайший больший dв2=24 мм
dп2> dв2 + 2=24+2=26 Подшипников с таким диаметром нет. Ближайший больший подшипник имеет диаметр dп2=30мм.
dк2 > dп2+ 2 = 30+2 = 32 мм Оставляю этот диаметр
dб2> dк2 + 3 = 32 + 3 = 35 мм. Принимаю диаметр dб2= 36 мм.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом ее размеры известны:
d1 = 25 мм; da1 = 27 мм; b1 = 31 мм.
Колесо кованое. Известны размеры:
d2 = 125 мм; da2 = 127 (мм); b2 = 27 (мм)
Эскиз колеса показан на рис. 4
Диаметр ступицы: dст=16*dк2=16*32=512 52(мм)
Длина ступицы: Lст=(12 15)dк2=(12 .15)*32=384 48. Принимаю Lст=40(мм).
Толщина обода: 0 = (25 4)*m = (25 4)*1 = 2.5 4(мм).
Толщина диска: С = 03*b2 = 03*27 = 8.1 (мм). Принимаю C = 10 мм.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
= 0025 aw + 1 = 0025* 75+ 1 = 2875 мм. Принимаю = 4 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
b = 15* = 15*4 = 6 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
р = 235* = 235*4 =94 мм. Принимаю р = 10 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
dф = (003 0036) aw + 12 = (003 0036)* 75 + 12 = 1425 147 мм.
Принимаем болты с резьбой M14. Отверстия под фундаментные болты рекомендуется делать на 2 мм больше диаметра болта.
Диаметр крепежных болтов:
dkp=(05 07)d1=(05 07)*14=7 98
Принимаем болты с резьбой М8. Отверстия под болты рекомендуется делать на 1 мм больше диаметра болта.
Компоновка редуктора
В первую очередь необходимо подобрать подшипники качения.
Поскольку передача косозубая то есть имеются радиальная и осевая нагрузки следует применить радиально-упорные шариковые подшипники. Предварительно принимаем подшипники легкой серии.
Численные значения по пунктам компоновки редуктора для нашего случая:
) d1 = 25 мм; b1 = 31 мм.
) d2=125 мм; b2 = 27 мм.
) dст = 52 мм; Lст = 40 мм.
) d1=14мм; dп1= 17 мм; d61 = 20 мм.
) db2 = 24 мм; dп2 = 30 мм; dk2=32; d62 = 35 мм.
) f > 2dkp > 2*8 = 16 мм принимаю f = 18 мм.
Ведущий вал: DKp= D + 2а + 2b = 47+ 2*8 + 2* 10 = 83 мм.
Ведомый вал: DKp= D + 2а + 2b = 62 + 2*8 + 2* 10 = 98 мм.
) е + =3 + 4 = 7 мм;
) q>2dф >2*14 = 28 мм. Принимаем q = 30 мм.
Проверка долговечности подшипников
Из предыдущих расчетов (см. п. 2.2) имеем:
Окружная Р= 2119.2 Н.
Радиальная Pr = 803.5 Н.
Делительный диаметр шестерни d1 = 25 мм. Кроме того нам потребуется крутящий момент T1 = 2649 Н*м и число оборотов вала n1= 3000 обмин (берем из таблицы 1.1).
Расстояние от центра шестерни до центра подшипника:
Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.1
Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:
Rx1 = Rx2 = Р2 = 21192 = 10595(Н).
Реакции опор в вертикальной плоскости равны:
Ry1=(Pr*l1 + Pa*d12)2l1 = (8035*36+618.1*(252))(2*36)=509 H
Ry2 = (Pr*l1-Pa*d12)211=(8035*36-618.1*(252))(2*36)=294(H)
Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:
Тy= R1x* 11 = 1059.5*36=38124H*мм=38 H*м
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:
Тх1 = Ryl* l1 = -509*36=-18 H*м
Tx2=Ry2*l1=-294.2*36=-10 H*м
Суммарные реакция опор равные:
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
Рэ = (X*V*Frl + Y* Fa)* Кб *KT (7.1)
где Fr Fa = Рa = 618 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо). Кб =
Кб = 13 15 - умеренные толчки; перегрузка до 150%;
Кт =1 при температуре подшипников до 100°
Коэффициенты X и Y зависят от соотношения Fa ( V* Fr) и е - параметр осевого погружения. Параметр е выбирается по таблице и зависит от отношения FaC0 где С0 - статическая грузоподъемность.
Для радиально-упорных подшипников (угол контакта α=12°; е = 041) при Fa(V* Fr)=0526 > е=041 Поэтому X = 045 и Y = 134.
Подставляю полученные данные в формулу (7.1):
Рэ = (X*V*Frl + Y* Fa)* Кб *KT=(045*1*1174+134*618)*115*1=15595 H
Расчетная долговечность млн. об. определяется по формуле
L = (С Рэ)3 = (1610015595)3 =11014 млн. об.
Расчетная долговечность час определяется по формуле:
U = L*106(60*n1) = 11014 *106(60*3000) = 62*103 часов.
Силы в зацеплении такие же как на ведущем валу.:
T2=1311 H*м ; n2=600 обмин;
Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис 7.2
Rx3 = Rx4 = Р2 = 10595 Н.
Ry3 = (Pr*l2-Pa*d22)212 =(803*38-608*(1252))(2*38)= - 985 H.
Ry4 = (Pr*l2 + Pa*d22)212 =
=(803*38+608*(1252))(2*38)=9015 H.
Ту = Кx3*l2 = 10595 *38=40200 H*мм=40.2 H*м
Тх3 = Ry3* l2 =- 985 *38=-3743 H*м
Tx4=Ry4*l2=9015 *38=34257 H*м
Суммарные реакции опор равны:
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Fa( V* Fr4) =468(1*13904)=044 > е = 037. Поэтому X = 0.45 и Y = 1.46.
Эквивалентная нагрузка равна:
Рэ - (X*V*Fr4 + Y* Fa)*K6*KT =(0.45 *1*13904 +1.46*618)*135 *1= 20628 H
Расчетная долговечность млн. об.:
L = (С Р)3 =(2190020628)3 = 11966 (млн. об).
Расчетная долговечность час:
Lh = L*106(60*n2) = 11966 *106(60*600) = 332398 часов=33*103 часов.
Проверка прочности шпоночных соединений
Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов даны в приложении 5. (см. таблица 8)
Материал шпонок - сталь 45 имеющая в = 598 МПа; т = 363 МПа. Коэффициент запаса прочности возьмем такой же как и для валов n = 5. Тогда [] = вn= 5985 = 1196 МПа 120 МПа.
Шпонки рассчитываются на смятие. Условие прочности имеет вид:
см = 2T[d*(h –t1)*(l - b)] []си (8.1)
Дано: T1 = 265 Н*м; db1 = 14 мм; b = 5 мм; h = 5 мм; t1 = 3 мм; длина шпонки l=lвала-2*(13) - фаска =30-2*2-2=24 мм.
см = 2T1[db1*(h –t1)*(l - b)]=
=2*265*103(14*(5-3)*(24-5))=99 МПа []см=240 МПа.
Условие прочности выполняется.
Ведомый вал (проверяем шпонку под колесом)
Дано: Т2 = 1311 Н*м; dк2 = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t2 = 5 мм; длина шпонки 1 = Lст- 2*(1.. .3) = 40 - 2*2 = 36 мм.
см = 2T2[dk2*(h –t1)*(l - b)]=
*1311*103(32*(8-5)*(36-10)) = 105 МПа []см = 240 МПа.
Условие прочности выполняется.
Список использованной литературы
Чернаевский С.А.и др. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. – М.: Машиностроение 1988. – 416 с.
Китов А. К. Прикладная механика. Курс лекций. – Иркутск 2007. –82 с.
Стандарт предприятия СТП ИрГТУ 05-99. Оформление курсовых и дипломных проектов. – Иркутск: Из-во ИрГТУ 199. – 39 с.

icon Спецификация.spw

Спецификация.spw
Пояснительная записка
Втулка дистанционная
Болт М8 x 1-6g x 16.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Болт М8 x 1-6g x 25.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Болт М8 x 1-6g x 95.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Гайка М8 x 1-6H.04 ГОСТ 5927-70
Манжета 1.1-17 x35-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-30 x50-1 ГОСТ 8752-79
Шайба 8 БрКМц3-1 ГОСТ 6402-70
Гайка М10-7H ГОСТ5972-70
Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Манжеты резиновые ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 831 -75
Штифт 6x20 ГОСТ 3129-70
Штифт 6 x 20 ГОСТ 3129-70
Масло индустриальное

icon Рамка содержание.cdw

Рамка содержание.cdw
Схема привода и исходные данные 3
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Выбор электродвигателя по оборотам 3
Выбор электродвигателя по мощности 4
Расчет зубчатых колес редуктора 4
Расчет зубчатых колес на контактную прочность 4
Силы действующие в зацеплении 7
Проверка зубьев по напряжениям изгиба 7
Расчет валов редуктора 8
Конструктивные размеры шестерни и колеса 10
Конструктивные размеры корпуса редуктора 10
Компоновка редуктора 11
Проверка долговечности подшипников 11
Проверка прочности шпоночных соединений 14
Список использованной литературы 15
Пояснительная записка

icon Рамка.cdw

Рамка.cdw
Схема привода и исходные данные 2
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Выбор электродвигателя по оборотам 2
Выбор электродвигателя по мощности 2
Расчет зубчатых колес редуктора 4
Расчет зубчатых колес на контактную прочность 4
Силы действующие в зацеплении 6
Проверка зубьев по напряжениям изгиба 6
Расчет валов редуктора 8
Конструктивные размеры шестерни и колеса 10
Конструктивные размеры корпуса редуктора 10
Компоновка редуктора 11
Проверка долговечности подшипников 11
Проверка прочности шпоночных соединений 14
Список использованной литературы 16
электро-механического

icon Чертеж вала.cdw

Чертеж вала.cdw
Общие допуски по ГОСТ 30893.1:
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 - К
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

icon Чертеж колеса.cdw

Чертеж колеса.cdw
Общие допуски по ГОСТ 30893.1:
Общие допуски по ГОСТ 30893.2 - К
Сталь 45 ГОСТ 1050 - 88

icon Спецификация на печать.spw

Спецификация на печать.spw
Пояснительная записка
Втулка дистанционная
Болт М8 x 1-6g x 16.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Болт М8 x 1-6g x 25.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Болт М8 x 1-6g x 95.109.30ХГСА ГОСТ 7805-70
Гайка М8 x 1-6H.04 ГОСТ 5927-70
Шайба 8 БрКМц3-1 ГОСТ 6402-70
Манжета 1.1-17 x35-1 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-30 x50-1 ГОСТ 8752-79
Подшипники ГОСТ 831 -75
Штифт 6 x 20 ГОСТ 3129-70
Масло индустриальное
up Наверх