Електромеханічний привід

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ ТЕРНОПІЛЬСЬКИЙ НАЦІОНАЛЬНИЙ ТЕХНІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ ІМЕНІ ІВАНА ПУЛЮЯ Кафедра приладів і контрольно-вимірювальних систем ЕЛЕКТРОМЕХАНІЧНИЙ ПРИВІД Виконав:

Дяденко Є.А.

Тернопіль 2013

Зміст

1. Вибір електродвигуна

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії передачі

1.2 Мінімальна розрахункова потужність електродвигуна

1.3 Вибір конкретного типорозміру електродвигуна

2. Кінематичний розрахунок

2.1 Загальне передаточне відношення

2.2 Розбиття по ступенях

2.3 Швидкість обертання валів

3. Розрахунок крутних моментів

4. Розрахунок співвісної реверсивної циліндричної зубчастої передачі (шестерня 3, колесо 4)

4.1 Вибір матеріалу зубчастого колеса

4.2 Розрахунок допустимих контактних напружень

4.3 Розрахунок допустимих напружень на втомний згин

4.4 Проектний розрахунок з умови забезпечення контактної міцності

4.5 Попереднє значення деяких геометричних параметрів передачі

4.6 Перевірка зубів на втомний згин

4.7 Основні розміри та параметри нормальних (некоригованих) циліндричних прямозубих зубчастих коліс

4.8 Розрахунок сил у зачепленні

5. Розрахунок проміжного вала редуктора

5.1 Вибір матеріалу

5.2 Попередній розрахунок вала

5.3 Виконуємо компоновочне креслення вала і визначаємо основні його розміри

5.4 Перевірка статичної міцності вала

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення проміжного вала

6.1 Визначення розрахункового навантаження на підшипник

6.2 Перевірка на динамічну вантажність лівого підшипника

7. Перевірний розрахунок підшипників кочення кріплення корпуса

8. Розрахунок шпонкових та інших з'єднань

9. Розрахунок і конструювання муфти

10. Змащування зубчастих коліс та підшипників приводу Перелік використаної літератури

1. Вибір електродвигуна

1.1 Визначення загального коефіцієнта корисної дії приводу.

де — ККД циліндричної передачі;

— ККД підшипників;

— ККД муфти;

1.2 Визначення мінімально необхідної потужності електродвигуна.

де k — коефіцієнт запасу по потужності;

k=1,05

;

1.3 Вибір конкретного типорозміру електродвигуна і його параметрів електродвигун кінематичний підшипник зубчастий Вибираємо електродвигун УАД-54 з ввімкненням в однофазному режимі з наступними параметрами:

;

.

2. Кінематичний розрахунок передачі

2.1 Визначення загального передаточного відношення

.

2.2 Розбивка загального передаточного відношення по ступенях Оскільки потрібно забезпечити співвісність, то потрібно щоб дві ступені редуктора мали однакове передаточне відношення. Отже одержимо:

.

2.3 Визначення кутових швидкостей валів

; ;

; ;

. .

3. Розрахунок крутних моментів на валах

;

;

4. Розрахунок співвісної реверсивної циліндричної зубчастої передачі (шестірня 3, колесо 4)

4.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс Вибираємо для шестірні і колеса Сталь 45. Термообробка — покращена.

Шестерня: ;

. 6, стор. 174]

Колесо: ;

. 6, стор. 174]

4.2 Розрахунок допустимих контактних напружень Допустимі контактні напруження.

.

де — границя витривалості за контактними напруженнями при базовому числі циклів навантажень.

— коефіцієнт довговічності який враховує можливість збільшення допустимих напружень працюючих передач.

— коефіцієнт шорсткості.

Границі контактної витривалості зубців шестірні та колеса будуть такими:

;

;

для .

— для однорідної структури зубів. [4,142]

де — базове число циклів навантажень,

— еквівалентне число циклів навантажень.

Бази випробувань для матеріалу шестірні та колеса визначаємо за формулами:

;

;

де с — кількість коліс спряжених з даним;

n — швидкість обертання колеса ();

L — довговічність (год.).

Еквівалентні числа циклів навантаження зубців шестірні та колеса для розрахунку на контактну втому:

;

.

Оскільки N_HE3>N_HO3, то приймаємо, що K_HL3=1

Тоді допустимі напруження на контактну міцність будуть:

;

.

4.3 Розрахунок допустимих напружень на втомний згин Розрахунок ведемо по формулі:

Границі витривалості зубців при згині для бази випробувань :

;

;

— коефіцієнт, що враховує двохстороннє прикладання навантаження;

— реверсивна передача,

— коефіцієнт довговічності, розраховується за формулою:

де — при НВ<350

— при HB>350

Приймаємо

— базове число циклів навантажень,

— еквівалентне число циклів навантажень.

Отже ,

Оскільки і, то коефіцієнт довговічності для зубців шестерні та колеса .

— коефіцієнт запасу

— для реверсивних передач.

Отже допустимі напруження на втомний згин будуть:

4.4 Проектний розрахунок з умови забезпечення міцності при втомному згині

Оскільки редуктор буде змащуватись консистентним мастилом, то проектний розрахунок будемо робити виходячи з умови міцності при втомному згині.

Визначаємо модуль зубчастої передачі:

де — допоміжний коефіцієнт, для сталевих прямозубих коліс.

— коефіцієнт нерівномірності навантаження по довжині контактної лінії.

Тоді модуль передачі:

Для полегшення виготовлення та надійності редуктора приймаємо .

Число зубів шестірні, а число зубів колеса .

Приймаємо

Фактичне передаточне відношення:

Відхилення фактичного передаточного відношення від розрахункового:

.

Це менше допустимого значення 3−4%.

4.5 Попереднє значення деяких геометричних параметрів передачі

Ділильні діаметри шестерні і колеса будуть такі:

;

.

Міжцентрова віддаль

Ширина зубчастих вінців:

; Приймаємо

4.6 Перевірка зубів на контактну міцність

.

Розрахункові коефіцієнти будуть такими:

— коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубів.

— коефіцієнт форми спряження поверхонь зубів ;.

— коефіцієнт сумарної довжини контактної лінії.

— коефіцієнт розповсюдження навантажень.

де — коефіцієнт розповсюдження навантаження між зубами;

— коефіцієнт нерівномірності навантаження;

— коефіцієнт враховуючий динамічну нагрузку. [4, ст. 299]

.

Розрахункове напруження згину у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулами:

;

Умова міцності на згин виконується.

4.7 Розрахунок геометричних параметрів циліндричної передачі

Розміри елементів зубців:

висота головки зубця

;

висота ніжки

де — коефіцієнт радіального зазору зубчастого вінця;

кут профілю зубців .

Рисунок 4.1. Геометричні параметри циліндричної передачі

Розміри вінців зубчастих коліс:

діаметри вершин зубців

;

;

діаметри впадин

;

.

Міжосьову відстань передачі:

.

Для другого ступеня вибираю такі ж розміри як і для обрахованого оскільки передаточні відношення одинакові, великі запаси, співвісний редуктор.

4.8 Розрахунок сил у зачепленні зубчастих коліс та шестірень Рисунок 4.2

Колову силу дістаємо з формули:

.

Радіальну силу визначаємо за формулою:

.

Розрахунок сил у зачепленні зубчастого колеса 2 та шестірні 1:

5. Розрахунок проміжного вала редуктора

5.1 Вибір матеріалу Вибираємо Сталь 35, для якої і. [1, табл. 3.1];

5.2 Попередній розрахунок вала.

Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під зубчастими колесами. Оскільки в цих перерізах одночасно діють крутний і згинальні моменти, то діаметр цих перерізів знайдемо за заниженим допустимим напруженням .

За формулою маємо:

.

Враховуючи розміри шестірні і попередній діаметр вала, доцільно виготовити вал разом зшестірньою. Одже беремо .

5.3 Виконуємо компоновочне креслення вала і визначаємо основні його розміри Діаметр вала під підшипник назначимо, а діаметр буртика між колесами. Радіуси всіх галтелей. Відстань між колесами беремо, а ширину дистанційних кілець між колесами і підшипниками .

Враховуючи невелику потужність передачі вибираємо шариковий радіальний однорядний підшипник 25 по ГОСТ 8338–75.

Розміри підшипника:

Вал буде мати наступний вигляд: 6

Якщо брати розраховану ширину шестірні і колеса

.

5.4 Перевірка статичної міцності вала Попередньо визначимо сили, що діють у зачепленні зубчастих коліс і які передаються на вал.

Сили у зачепленні циліндричного колеса:

колова сила

;

радіальна сила

;

Сили у зачепленні шестірні:

колова сила

;

.

Крутний момент:

Розрахункова схема вала зображена на рисунку 5.2, де вказані напрямки сил, що діють на вал, та на рисунку 5.3 показані епюри згинальних моментів М окремо від кожної зовнішньої сили і епюри крутного моменту

Рисунок 5.1

Знаходимо реакції опор:

Знаходимо реакції у вертикальній площині (z-x):

Перевірка:

Знаходимо реакції опор у горизонтальній площині (y-x):

Будуємо епюри згинальних і крутних моментів.

Границі втоми матеріалу вала:

Амплітуди нормальних і дотичних напружень:

Середні значення нормальних і дотичних напружень:

— нормальні напруження змінюються по симетричному циклі,

— оскільки передача реверсивна.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень від шпонкового паза:

[1, ст.416]

Коефіцієнти, що характеризують чутливість матеріалу вала до асиметрії циклу напружень:

Коефіцієнт, що враховує вплив абсолютних розмірів перерізу вала [1, ст.416]

Коефіцієнти запасу міцності за нормальними і дотичними напруженнями:

Загальний розрахунковий коефіцієнт запасу міцності вала:

Оскільки мінімальний допустимий коефіцієнт запасу міцності, втомна міцність вала забезпечується.

6. Перевірний розрахунок підшипників кочення проміжного вала

6.1 Визначення розрахункового навантаження на підшипник Знаходимо сумарні радіальні навантаження на опори вала:

Рисунок 6.1

Визначаємо еквівалентне навантаження для лівого підшипника, так як там більше сумарне навантаження на опору:

Згідно з умовами роботи підшипників беремо: — обертається внутрішнє кільце підшипника; - коефіцієнт безпеки при короткочасних перевантаженнях до 120%; - температурний коефіцієнт при робочій температурі підшипників до С.

оскільки ;

6.2 Перевірка на динамічну вантажність лівого підшипника Виконуємо перевірку на довговічність. Максимальна довговічність лівого підшипника визначається по формулі:

Отже фактична довговічність підшипника значно більша від заданої в технічному завданні.

Розрахункова динамічна вантажність підшипника:

7. Перевірний розрахунок підшипників кочення кріплення корпуса Маса електродвигуна в середньому — 1 кг;

Маса редуктора з мастилом в середньому — 3 кг;

Сумарне навантаження:

Радіальні кулькові підшипники сприймають осьові навантаження до 70% невикористаного радіального.

Рисунок 7.1

В даному редукторі використовуються два підшипники 60 106: С=13 300Н; С₀=6800Н;

Радіальні навантаження на дані підшипники практично рівні нулю, вони сприймають тільки осьове навантаження. Редуктор прокручується на кут до 60°. Це практично статичний режим роботи, присутні тільки невеликі вібрації. Коеф запасу — 1,5.

Де F_ЕП — сумарне навантаження електормеханічного приводу;

F_ос — допустиме осьове навантаження підшипників;

n — кількість підшипників.

Умова виконується з великими запасами.

8. Розрахунок шпонкових та інших з'єднань Перевіримо на міцність шпонку під колесом, що розміщена на вихідному валі оскільки

тут найбільший крутний момент.

Умова міцності шпонкового з'єднання:

де — для сталевого колеса та різко змінного навантаження;

— крутний момент на вихідному валі;

— діаметр вала;

— робоча довжина шпонки;

— довжина шпонки;

— ширина шпонки;

— висота шпонки;

— глибина паза на валу;

Отже міцність з'єднання достатня, бо розрахункове напруження менше від допустимого для вибраної призматичної шпонки ГОСТ 24 071–80.

Перевіримо на міцність шпонки під муфтою.

Оскільки діаметр вала малий, то використаємо сегментні шпонки.

Умова міцності шпонкового з'єднання:

де — для сталевого колеса та різко змінного навантаження;

— крутний момент на вхідному валі;

— діаметр вала;

— робоча довжина шпонки;

— діаметр шпонки;

— ширина шпонки;

— висота шпонки;

— глибина паза на валу;

Отже міцність з'єднання достатня, бо розрахункове напруження менше від допустимого для вибраної призматичної шпонки ГОСТ 24 071–80.

Шпонку під колесом, що розміщене на проміжному валі, ми не будемо перевіряти на міцність, бо вона буде такою ж як і на вихідному валі, а крутний момент менший.

9. Розрахунок і конструювання муфти Для даного діаметра вала вибираю втулкову муфту. Матеріал муфти сталь 45. Міцність муфти визначається міцністю її з'єднання з валами, а також міцністю самої втулки.

Розрахунок втулки виконують за умовою міцності на кручення:

де — крутний момент на вхідному валі;

— діаметр вала;

— діаметр втулки;

Отже міцність муфти забезпечена.

10. Змащування зубчастих коліс та підшипників приводу Для даного редуктора ми вибрали змащування консистентним мастилом. Так як даний редуктор передає невеликі потужності і має невелику швидкість обертання, то ми обираємо для змащування мастило ЛІТОЛ 24 ГОСТ 21 150–87.

Перелік посилань

1. Павлище В. Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин. — Київ: Вища школа, 1993. — 560с.

2. Атлас конструкций елементов приборных устройств. /Под ред. О. Ф. Тищенко — М.: Машиностроение, 1982. — 116с.

3. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

4. Иванов М. Н. и Иванов В. Н. Детали машин. Учеб. Пособие для машиностроит. вузов. — М.: Высша школа, 1975. — 550с.

5. Элементы приборных устройств: Основной курс: В 2-х ч./О.Ф. Тищенко, Л. Т. Киселев, А. П. Коваленко и др.; Под общ. ред. О. Ф. Тищенко.-М.: Высшая школа, 1982. — ч.1. — 304с.

6. Элементы приборных устройств: Курсовое проектирование. В 2-х ч. /Н.П. Нестерова, А. П. Коваленко, О. Ф. Тищенко и др.; Под общ.ред. О. Ф. Тищенко. — М.:Высшая школа, 1978. — ч.1. — 328с.; ч.2. — 232с.