Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 27
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,НВср
=Н1
=215 ; Н1
≥Н2
+ (10…15)НВ;[3] Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация; (170…217)НВ,НВср
=Н2
=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: NF
0
= 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 KHL
1
=1; Для колеса: Так как NНЕ2
> NН02
, то принимаем KHL
2
=1. б) по напряжениям изгиба. Так как NFE
1
> 4∙106
и NFE
2
> 4∙106
, то принимаем KFL
1
=1 и KFL
2
=1. 2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости а) для контактных напряжений Для термообработки улучшения σ0
н
limb=2·HB+70 [2] Для шестерни: σ0
н
limb1
= 2·215 + 70 = 500 МПа. Для колеса: σ0
н
limb2
= 2·195 + 70 = 460 МПа. б) для напряжений изгиба Для термообработки улучшение и нормализация: σ0
F
limb= 1,8 НВ;[2] σ0
F
limb1= 1,8 · 215 = 387 МПа; σ0
F
limb2= 1,8 · 195 = 351 МПа. 2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения: При термообработке нормализация и улучшение принимаем 2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба где 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] 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
= Z∑
– Z1
=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: df
1
= d1
– 2,5·mn
= 100 – 2,5·2,5 = 93,75 мм; df
2
= 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: Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2] 2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки: KH
=KHβ
·KHα
·KHV
= 1,06·1·1,05 = 1,11 ; где KHα
- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями; KHα
=1; [2] KHV
- коэффициент динамической нагрузки, KHV
=1,05 [2] 2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения Принимаем b2
= 45 мм, тогда 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
= КF
β
·КF
υ
= 1,08 · 1,45 = 1,57 ; Принимаем: КFβ
= 1,08[2] КF
υ
= 1,45[2] YF
– коэффициент, учитывающий форму зуба; YF
1
= 3,7[2] YF
2
= 3,6[2] Вычисляем напряжения изгиба: 2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок. Определяем коэффициент перегрузки: Находим контактное напряжение: σHmax
= σH
· Находим изгибные напряжения: σFmax
1
= σF
1
· Кmax
= 105 · 2,285 = 240 МПа ; σFmax
2
= σF
2
· 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]H
2
max
= 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax
; [σ]F
2
max
= 0,8 · 340 = 272 МПа > σF
2
max
; 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,НВср
=Н1
=215 ; Н1
≥Н2
+ (10…15)НВ;[3] Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация; (170…217)НВ,НВср
=Н2
=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: NF
0
= 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 KHL
1
=1; Для колеса: Так как NНЕ2
> NН02
, то принимаем KHL
2
=1. б) по напряжениям изгиба. Так как NFE
1
> 4∙106
и NFE
2
> 4∙106
, то принимаем KFL
1
=1 и KFL
2
=1. 3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости: а) для контактных напряжений Для термообработки улучшения σ0
н
limb=2·HB+70 [2] Для шестерни: σ0
н
limb1
= 2·215 + 70 = 500 МПа. Для колеса: σ0
н
limb2
= 2·195 + 70 = 460 МПа. б) для напряжений изгиба Для термообработки улучшение и нормализация: σ0
F
limb= 1,8 НВ;[2] σ0
F
limb1= 1,8 · 215 = 387 МПа; σ0
F
limb2= 1,8 · 195 = 351 МПа. 3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения: При термообработке нормализация и улучшение принимаем Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2] Так как 3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба: где 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] 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 в) суммарное число зубьев: Z∑
= г) уточняем значение mt
и β: βº = 30,23066º д) число зубьев шестерни: Z1
= Z∑
/(u+1)=108/(5,01+1)=18; число зубьев колеса: Z2
= Z∑
– Z1
=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: df
1
= d1
– 2,5·mn
= 41,666 – 2,5·2 = 36,666 мм; df
2
= 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: Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2] 3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки: KH
=KHβ
·KHα
·KHV
= 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ; где KHα
- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями; KHα
=1,13 [2] KHV
- коэффициент динамической нагрузки, KHV
=1,01 [2] 3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения Принимаем b2
= 45 мм, тогда Принимаем b1
= 50 мм и уточняем Ψbd
= b2
/d1
= 45/41,666 = 1,08 . 3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба Уточняем коэффициент нагрузки: КF
= КF
β
·КF
υ
= 1,26 · 1,3 = 1,64 ; Принимаем: КFβ
= 1,26[2] КF
υ
= 1,3 [2] Вычисляем коэффициент торцового перекрытия εα
: Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии: Определяем эквивалентное число зубьев: YF
– коэффициент, учитывающий форму зуба; YF
1
= 3,85[2] YF
2
= 3,6[2] Вычисляем напряжения изгиба: 3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок Определяем коэффициент перегрузки: Находим контактное напряжение: σHmax
= σH
· Находим изгибные напряжения: σFmax
1
= σF
1
· Кmax
= 42 · 2,285 = 96 МПа ; σFmax
2
= σF
2
· Кmax
= 44 · 2,285 = 101 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]H
2
max
= 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax
; [σ]F
2
max
= 0,8 · 340 = 272 МПа > σF
2
max
;
|