Проектирование электромеханического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

редуктор электромеханический привод

В данной расчётно-графической работе необходимо спроектировать привод электромеханический, который состоит из электродвигателя, ременной передачи, конического редуктора, муфты и рабочей машины. Электродвигатель соединяется с редуктором через ременную передачу, а тихоходный вал соединяется с рабочей машиной через муфту. Мощность рабочей машины Рр.м=1,8 кВт, угловая скорость рабочей машины Wр.м=15,39 рад/с.

Редуктором называется механизм, состоящих из зубчатых и червячных передач, установленных в отдельном корпусе, и предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения вращающего момента.

Зубчатые редукторы благодаря их долговечности, большому диапазону скоростей и нагрузок нашли широкое применение в машиностроении.

Цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цепи приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядными (2ПР).

Также необходимо выполнить расчёт передач на ЭВМ, проектировочный

и проверочный расчёт валов, осуществить выбор подшипников, муфты, смазки передач и подшипников. Целью данной работы является приобретение навыков в работе с учебной, справочной литературой, государственными и отраслевыми стандартами. При выполнении данной работы студенты анализируют назначение и условие работы деталей, учатся принимать обоснованные конструктивные и технологические решения.

Спроектировать привод электромеханический по схеме, приведенной на рисунке 1

Мощность на приводном валу рабочей машины Р_р.м.=1,8 кВт

Частота вращения вала рабочей машины щ_р.м.= 4,9 р



Рисунок 1 - Кинематическая схема электромеханического привода

Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя. Определение общего КПД привода

где з₁ - КПД муфты;

з₂ - КПД цилиндрической передачи;

з₃ - КПД цепной передачи;

з₄ - КПД подшипников;

примем [1, с.7] з₁=0,98; з₂=0,98; з₃=0,92; з₄=0,99;

з_общ=0,98?0,98?0,92?0,99³=0,86

Определение требуемой мощности электродвигателя

Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя

;

=,

где u₁ - передаточное число конической передачи;

u₂ - передаточное число ременной передачи;

из [1,с.7]

u'_цил..min=2,5

u'_цил.max=5,6

u'_цеп.min=1,5

u'_цеп.max=3

u'_min=2,5*1,5=3,75

u'_max=5,6*3=16,8

n'_min=n_р.м.* u'_min=147*3,75=551,25 об/мин

n'_max= n_р.м.* u'_max=147*16,8=2469,6 об/мин

Выбор электродвигателя

По требуемой мощности и по требуемой частоте вращения

выбирают электродвигатель с характеристикой

P_ДВ=2,2 кВт

n_c=1500 об/мин

n_ac=1395 об/мин

Двигатель АИР 90L4 ТУ 16-525.564-84

Схема электродвигателя представлена на рисунке 2

Кинематический и силовой расчет привода. Определение общего передаточного числа и разбивка его по передачам

пример стандартным значение передаточного числа передачи, находящегося в редукторе примем uцеп=2,75 из [1,с.7]

Определения частот вращения и угловых скоростей на каждом валу привода

n_эл=n_ас=n₁= 1395;

;

;



Рисунок 2- Эскиз электродвигателя АИР 90L4 ТУ 16-525.564-84 с габаритными установочными размерами

Определение мощностей на каждом валу привода

Определение крутящих моментов на каждом валу привода

;

;

результаты расчета сведены в таблицу 1

Расчет передач. Исходные данные. Термообработка колес и шестерни: улучшение

d=28,953 мм, не удовлетворяет условию d_f1 ?1,25d

Термообработка колес и шестерни: закалка

d=21,677 мм, не удовлетворяет условию d_f1 ?1,25d

Термообработка колес и шестерни: азотирование

d=21,677 мм, не удовлетворяет условию d_f1 ?1,25d

Термообработка колес и шестерни: улучшение

d=57,576 мм, не удовлетворяет условию d_f1 ? 1,25d

Термообработка колес и шестерни: улучшение

d=60,674 мм, не удовлетворяет условию d_f1 ? 1,25d

Термообработка колес и шестерни: улучшение

d=50,069 мм, удовлетворяет условию d_f1 ?1,25d

Анализ результатов и выбор оптимального варианта. Выбор материала. Проектировочный расчет валов. Расчет тихоходного вала

Выбрали вариант №6 с термообработкой колес и шестерни: улучшение d=50,069 мм

Диаметр выходного конца

d?(5…6)·=(5…6) · = 1,8…21,6

примем d=25мм - диаметр выходного конца

Диаметр под подшипник

d_п?d+2t_цил=25+2·3,5=32мм

примем d_п=35 мм - диаметр под подшипники

Диаметр буртика

d_бп ? d_п +3r

d_бп ? 35+3·2,5=42,5мм

примем d_бп=45мм - диаметр буртика

Расчет быстроходного вала

Диаметр выходного конца

d ?(7…8)·

d ?(7…8)· = (7…8)·2,4=16,8…19,2

примем d=25мм - диаметр выходного конца

Диаметр под подшипник

d_п ? d+2t=25+2·3,5=32мм

примем d_п =35мм -диаметр под подшипники

d_бп ?d_п+3r=35+3·2,5=42,5мм

примем d_бп=45мм - диаметр буртика подшипника

Выбор муфты и корректировка диаметра

Выбирают муфту упругую втулочно-пальцевую. Упругие муфты используются для сглаживания ударных и вибрационных нагрузок.

Муфта выбирается по диаметру вала, на котором она находится, а также по крутящему моменту

d=25 мм

Т=125 Н·м

Выбирают муфту упругую втулочно-пальцевую 125-25-1 ГОСТ (21424-75)

Расчет и выбор шпоночных соединений

Расчет отверстия под шпоночное соединение на выходном конце тихоходного вала

d=25 мм d <<22<<30 l 18 - 90

l_cт =1,5*d=1,5*25=37,5мм

принимаем l_ст=40мм

l=l_cт-10=40-10=30мм

принимаем l=32мм

Выбираем шпонку 8?7?32 ГОСТ 23360-78

Расчет отверстия под шпоночное соединение под колесом

d=45мм d<<44<<50 l 36 - 160

l=L+b=14+4=18мм

l_ст=18+10=28мм

Выбираем шпонку 14?9?40 ГОСТ 23360-78

Расчет отверстия под шпоночное соединение на выходном конце быстроходного вала

d=25мм d<<22<<30 l 18 - 90

длина полумуфты l_cт=60мм

l=l_cт-10=60-10=50мм

Выбираем шпонку 8?7?50 ГОСТ 23360-78

Выбор подшипников

Для цилиндрического редуктора выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии

Таблица 2-Шариковые радиальные однорядные 207 ГОСТ 8338-75

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	D	Cr	Cor
207	35	72	17	2	11,112	25,5	13,7

Проверочный расчет вала. Определение опорных реакций

Fa-осевая сила, Fa=83,285 Н

Fr - радиальная сила, Fr=203,932 Н

F_t - окружная сила, F_t =547, 632 Н

a=45мм=0,045м

b=45мм=0,045м

c=73мм=0,073м

М_Fa=F_a·

D₂=169,932мм=0,169932м

Находим реакции в опорах:

Горизонтальная плоскость:

УF_x=0; R_B1-F_t+R_A1=0

УM_A=0; R_B1·(a+b)-F_t2··b=0

УМ_B=0; F_t2·a-R_A1·(a+b)=0

Проверка:УF_x=273,816-547,632+273,816=0

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

M_B=M_A=M_D=0

M_c=R_A1·b=273,816·0,045=12,32172H·м

Вертикальная плоскость:

УF_y=0; R_B2-F_r2+R_A2+F_k=0

УM_A=0; R_B2·(a+b)+M_a-F_r2·b-F_k·c=0



УM_B=0; M_a+F_r2·a-R_A2·(a+b)-F_k·(a+b+c)=0

R_A2=

Проверка:УF_y=714,81-203,932-1363,38+852,5=0

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

M_B=M_D=0

M_c=F_k·(b+c)+R_A2·b

M_c=852,5·(0,045+0,073)+(-1363,384)·0,045=39,24272H·м

M_c'=R_B2·a

M_c'= 714,816·0,045=32,16672Н·м

M_A=F_k·c

M_A=852,5·0,073=62,2325Н·м

Суммарные моменты:

M_сум.B=M_сумD=0

Эпюры крутящих моментов

T_A=T_B=T_C=46,53Н·м

T_D=0

Определение опасного сечения

Опасное сечение в точке А

Эпюра изгибающих и крутящих моментов тихоходного вала представлена на рисунке 3

Проверочный расчет вала на выносливость

Основными нагрузками на валы являются сила от передач, силы на валы передаются через насаженные на них детали: зубчатые или червячные колеса, шкивы, звездочки, полумуфты. При расчетах принимаем, что силы и моменты приложены на середине зубчатого венца, обода, шкивы, по торцу полумуфты. Расчет вала выполняют на статическую прочность и на cопротивление усталости

Материал вала - сталь 45 нормализации

принимаем из [2, с.34]

Пределы выносливости:



Опасное сечение под подшипником

Диаметр вала под подшипник=35мм

Концентрация напряжения обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [2, с.165]

Коэффициенты ;

Крутящий момент:

Суммарный изгибающий момент:M_a=62,2325Н·м

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение

Полярный момент сопротивления:



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения под подшипником:

 условие выполнено

Расчет на статическую прочность:

принимаем d=26; 26<35, условие выполнено

Проверка долговечности подшипников

Ведомый вал

Суммарные реакции:

F_a /C_o=0,02

этой величине [2, с.305] соответствует

Х=1 ; Y=0.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э=V•P₁•K_у•K_T;

V=1;K_у=1,2;K_T=1;

P_э=1·1390,6081·1,2·1=1668,7297 Н.

Расчетная долговечность:

L=(C/P_э)³

L=(25500/1668,7297)³=3568,3091 млн. об.

Расчетная долговечность:

L_h=L•10⁶/60•n;

L_h=3568,3091•10⁶/60•404,35=0,14708·10⁶ =14,708· ч.

Удовлетворяет условиям долговечности, долговечность зубчатых редукторов минимум 10000ч.

Заключение

В данной работе были произведены кинематический и силовой расчет

привода, состоящего из электродвигателя, муфты, цилиндрического редуктора, цепной передачи и рабочей машины.

Выбран двигатель АИР 90L4 ТУ 16-525.564-84

Для изготовления колеса и шестерни выбрали материал сталь 45 (норм.)

Спроектированный привод удовлетворяет заданным исходным данным и требуемой прочности и долговечности.

Список использованных источников

1. Дунаев, П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. Учеб.пособие для студ.техн.спец.вузов / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов.- М.: Издательский центр «Академия», 2004.- 496 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин : / С. А. Чернавский [и др.] - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Иванов, М. Н. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей вузов / М. Н. Иванов, В. А. Финогентов - М.:Высш.шк., 2006. - 408 с.

Приложение

Рисунок. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Размещено на Allbest.ru