Разработка механического привода электродвигателя редуктора (150728)

Посмотреть архив целиком


Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)













Курсовой проект по дисциплине

Детали машин и основы конструирования

Разработка механического привода электродвигателя редуктора






Студент гр. ТДМ 311

Хряков К.С





2009 г.


Введение


Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.


1 – электродвигатель;

2 – муфта;

3 – редуктор;

4 – муфта;

5 – исполнительный механизм

Рисунок 1 – Схема привода


Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту 4 передается на исполнительный механизм 5. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а вторая – в виде прямозубой.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора. Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.

Исходные данные для расчёта:

  1. Синхронная частота вращения электродвигателя nсх= 3000 мин-1;

  2. Частота вращения на входе nu= 150 мин-1;

  3. Вращающий момент на входе Tu= 400 Нм;

  4. Срок службы привода Lг= 6000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.


Рисунок 2 –Гистограмма нагружения привода.

Относительная нагрузка: k1=1 ; k2=0,3 ; k3=0,1 .

Относительное время работы: l1=0,25 ; l2=0,25 ; l3=0,5 .

Характер нагрузки: толчки.


1. Кинематический и силовой расчёты привода


1.1 Определяем КПД привода


ηпр = ηМ1 · ηред · ηМ2,


где ηпр – КПД привода;

ηМ1 – КПД упругой муфты;

ηред – КПД редуктора;

ηМ2 – КПД соединительной муфты.


Принимаем: ηМ1 = 0,95;


ηМ2 = 0,98;[1]


Определяем КПД редуктора:



где η1ст, η2ст – КПД первой и второй ступени редуктора.

η1ст = η2ст = 0,98 [1]

ηn – КПД пары подшипников; ηn = 0,99 [1]

z = 3 – число пар подшипников.

ηред = 0,993 · 0,98 · 0,98 = 0,93.

ηпр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.


1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.



1.3 Выбор электродвигателя.


nсх = 3000 мин-1


Выбираем электродвигатель 4А112М2 ГОСТ 19523-81 [2], мощность которого Рдв = 7,5 кВт

Величина скольжения


S = 2,5%

nдв =2925 мин-1 – частота вращения вала двигателя.


1.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение редуктора



1.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням



Согласно рекомендации книги [1], принимаем



1.6 Вычисляем частоты вращения валов


  • Быстроходный вал:



  • Промежуточный вал:



  • Тихоходный вал:



1.7 Вычисляем вращающие моменты на валах


  • Быстроходный вал:



  • Промежуточный вал:



  • Тихоходный вал:



2. Расчёт зубчатых передач


2.1 Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора


2.1.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация и улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня – сталь 45, термообработка – улучшение;

(192…240) НВ,НВср1=215 ;


Н1≥Н2 + (10…15)НВ;[3]


Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация;


(170…217)НВ,НВср2=195.


2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений


а) по контактным напряжениям:


NН0 = 30 · НВ2,4;


для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;

б) по напряжениям изгиба:


NF0 = 4 · 106.


2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений


а) по контактным напряжениям:



б) по напряжениям изгиба:



где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.


Тогда,


;


2.4 Вычисляем коэффициент долговечности


а) по контактным напряжениям.


;


Для шестерни:


;


Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:


;


Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.


2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости


а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения


σ0нlimb=2·HB+70 [2]


Для шестерни:


σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.


Для колеса:


σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.


б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:


σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.


2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:


;

- коэффициент запаса.


При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]


МПа;

МПа;

- расчет ведем по наименьшему значению.


2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба



где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]


МПа;

МПа.


2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.


2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба


;


Предварительно принимаем КНβ = 1,2[2]

Ψba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,25 и Ка = 49,5 [2]

мм;


Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=250 мм [2]


2.8.2 Определяем модуль зацепления:


mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·250=2,5…5 мм


принимаем mn=2,5 мм [2]


2.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) суммарное число зубьев:


Z=

Z1= Z/(u+1)=200/(3,89+1)=40;

Z2= ZZ1 =200 – 40 = 160;


б) диаметры делительных окружностей


d = mn · z;

d1 = 2,5 · 40 = 100 мм;

d2 = 2,5 · 160 = 400 мм;


Проверка: аW = (d1 + d2)/2;

250 = (100 + 400)/2;

250 = 250.


в) диаметры окружностей вершин:


da1 = d1 + 2·mn = 100 + 2·2,5 = 105 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 400 + 2·2,5 = 405 мм;


г) диаметры окружностей впадин:


df1 = d1 – 2,5·mn = 100 – 2,5·2,5 = 93,75 мм;

df2 = d2 – 2,5·mn = 400 – 2,5·2,5 = 393,75 мм;


д) ширина колеса и шестерни:


b2 = Ψba · aW = 0,25 · 250 = 62 мм;

b1 = b2 + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;


Принимаем b1 = 66 мм.


2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.


2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ψbd = b2/d1 = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 1,06[2]


2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:


м/с;


Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]

2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:


KH=K·K·KHV = 1,06·1·1,05 = 1,11 ;


где K- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K=1; [2]

KHV- коэффициент динамической нагрузки,

KHV=1,05 [2]


2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения


МПа ;


Принимаем b2 = 45 мм, тогда


МПа


Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd = b2/d1 = 45/100 = 0,45 .


2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:


КF = КFβ · КFυ = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;

Принимаем:


К = 1,08[2]

КFυ = 1,45[2]


YF – коэффициент, учитывающий форму зуба;


YF1 = 3,7[2]

YF2 = 3,6[2]


Вычисляем напряжения изгиба:


;

МПа < [σ] F1 ;

МПа < [σ] F2 ;


2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.


;


Определяем коэффициент перегрузки:


;


Находим контактное напряжение:


σHmax = σH · = 387 · = 585 МПа ;


Находим изгибные напряжения:


σFmax1= σF1· Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

σFmax2= σF2· Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа .


Для термообработки улучшение и нормализация:


[σ]Hmax = 2,8 · σТ[3]

[σ]Fmax = 0,8 · σТ


где σТ – предел текучести материала.

Для колеса σТ = 340 МПа ;


[σ]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax ;

[σ]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max ;


Условие статической прочности выполняется.


3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора


3.1 Выбор материалов


Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшает номенклатуру материалов.

Шестерня – сталь 45, термообработка – улучшение;


(192…240) НВ,НВср1=215 ;

Н1≥Н2 + (10…15)НВ;[3]


Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация;

(170…217)НВ,НВср2=195.


3.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:


NН0 = 30 · НВ2,4;

для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;


б) по напряжениям изгиба:


NF0 = 4 · 106.


3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:



б) по напряжениям изгиба:



где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,


;


3.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.


;


Для шестерни:


;

Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:


;


Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.


3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:


а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения


σ0нlimb=2·HB+70 [2]


Для шестерни:


σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.


Для колеса:


σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.


б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:


σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.


3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:


;

- коэффициент запаса.


При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]


МПа;

МПа;


Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]


МПа ;

[2]

МПа > 393 МПа ;

Так как , то принимаем МПа .


3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:



где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]


МПа;

МПа.


3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.


3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.


;


Предварительно принимаем КНβ = 1,1[2]

Ψba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,4 и Ка = 43 [2]


мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=125 мм [2]


3.8.2 Определяем модуль зацепления:


mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм


принимаем mn=2 мм [2]


3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев


β = 30º[2]


б) определяем значение торцевого модуля


мм ;


в) суммарное число зубьев:


Z=


г) уточняем значение mt и β:


мм ;

βº = 30,23066º


д) число зубьев шестерни:


Z1= Z/(u+1)=108/(5,01+1)=18;


число зубьев колеса:


Z2= ZZ1 =108 – 18 = 90;


Проверка: аW = (Z1 + Z2) · mt /2 ;

125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;

125 =125 ;


е) диаметры делительных окружностей


d = mt · z;

d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;

d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;


ж) диаметры окружностей вершин:


da1 = d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;


з) диаметры окружностей впадин:


df1 = d1 – 2,5·mn = 41,666 – 2,5·2 = 36,666 мм;

df2 = d2 – 2,5·mn = 208,332 – 2,5·2 = 203,332 мм;


и) ширина колеса и шестерни:


b2 = Ψba · aW = 0,4 · 125 = 50 мм;

b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;

Принимаем b1 = 55 мм.


3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.


3.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ψbd = b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 1,15[2]


3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:


Случайные файлы

Файл
114960.rtf
35598.rtf
159402.rtf
71870.rtf
23324.rtf