Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки РФ

ФГБОУ ВПО Марийский Государственный Университет

Электроэнергетический факультет

Кафедра электромеханики

Курсовой проект по дисциплине «Техническая механика»

Электромеханический привод

КП.ПЭМ.22.16.01.00.00 ПЗ

Выполнил: студент группы ЭЭ-22

Микерин А.А.

Проверил: доц., к.т.н. Иванов О.Г.

Йошкар-Ола 2015



Содержание

Исходные данные

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий КПД привода

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

1.4 Передаточные числа на ступенях

1.5 Мощности на валах привода

1.6 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

1.7 Крутящие моменты на валах привода

2. Расчет червячного редуктора

2.1 Материалы червяка и колеса

2.2 Допускаемые напряжения

2.3Определяем межосевое расстояние

2.4 Основные параметры передачи

2.5 Размеры червяка и колеса

2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

2.7 КПД передачи

2.8 Силы в зацеплении

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

3. Расчет ременной передачи

3.1 Тип сечения

3.2 Расчетный диаметр малого (ведущего) шкива

3.3 Расчетный диаметр большого (ведомого) шкива

3.4 Фактическое передаточное число

3.5 Скорость ремня

3.6 Межосевое расстояние

3.7 Расчетная длина ремня

3.8 Фактическое межосевое расстояние

3.9 Угол обхвата малого шкива

3.10 Число пробегов в ремне в секунду

3.11 Число ремней

3.12 Усилия предварительного натяжения ремней

4. Расчет вала червячной передачи для червяка

4.1 Проектировочный расчет

4.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

4.3 Реакции опор

4.4 Изгибающие моменты

4.5 Суммарный изгибающий момент в сечении

4.6 Эквивалентный момент

4.7 Диаметры валов

4.8 Коэффициент запаса прочности

5. Расчет подшипников качения для червяка

6. Расчет вала червячной передачи для колеса

6.1 Проектировочный расчет

6.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

6.3 Реакции опор

6.4 Изгибающие моменты

6.5 Суммарный изгибающий момент в сечении

6.6 Эквивалентный момент

6.7 Диаметры валов

6.8 Коэффициент запаса прочности

7. Расчет подшипников качения для вала колеса

8. Расчет шпоночных соединений

8.1 Длина шпонки

8.2 Условие прочности шпонки на смятие

8.3 Условие прочности шпонки на срез

9. Выбор муфт

10. Смазка передач и подшипников

11. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов

Заключение

Список литературы



Исходные данные

Мощность на валу рабочей машины Р_Р.М.=0.8 кВт.

Частота вращения приводного вала n_Р.М.=15 об/мин.

Срок службы привода t=18 000 часов.

Привод нереверсивный

Режим работы III - средний нормальный (работа большую часть времени со средними нагрузками)



Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка и сопряженного с ним червячного колеса. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

Обычно ведущее звено червячной передачи - червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в приборостроении.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

В работе над курсовым проектом широко применялась стандартизация и унификация.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1 Общий КПД привода

.

Выбираем

КПД ременной передачи =0,96;

КПД червячной передачи =0,8;

КПД муфты =0,99;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения (3 Пары) =0,99;

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

,

Выбираем электродвигатель 4А80А4УЗ с мощностью P_дв=1.1 кВт и частотой вращения n_дв = 1470 об/мин. редуктор механизм металлорежущий

1.3 Общее передаточное число электродвигателя

Определяем общее передаточное число электродвигателя:

.



1.4 Передаточные числа на ступенях

Уточняем передаточные числа на каждой ступени:

,

,

Принимаем:

u_р.п. = 3; ;

1.5 Мощности на валах привода

Определяем мощности на валах привода:

P₁ = P_дв. = 1.08 кВт

P₂= P₁з_р.п. = 2,7 0,96 = 1.037 кВт

P₃ = P₂з_ч.п. = 2,592 0,8 0,99² = 0.81 кВт

P₄ = P₃з_м = 2,03 0,99 = 0.802 кВт

1.6 Частоты вращения и угловые скорости на валах привода

Определяем частоты вращения и угловые скорости на валах привода:

n_дв.=1470

,

,

,

,

,

1.7 Крутящие моменты на валах привода

Определяем вращающие моменты на валах привода:

,

,

,

,

Результаты расчетов

Результаты расчетов приведены в таблице 1

Таблица 1

	P, кВт	T, Нм	, рад/c	n, об/мин
вал I	1.08	7.02	153,86	1470
вал II	1.037	20.22	51,29	490
вал III	0.81	505.93	1.601	15
вал IV	0.802	500.94	1.601	15



2. Расчет червячного редуктора

Данные: Режим работы V - легкий

n=15 об/мин (частота вращения колеса)

T=505.93 Н•м (вращающий момент на колесе)

u= (передаточное число червячной передачи)

t=18ч (ресурс передачи)

2.1 Материалы червяка и колеса

Для червяка - сталь 40х, термообработка - улучшение, твёрдость 269 - 302 НВ, у_т=750 МПа

для колеса-CЧ20 , у_ви=360Мпа

2.2 Допускаемые напряжения

1. Допускаемые контактные напряжения

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = 175-35v_ск,

Ожидаемая скорость скольжения:

v_ск=0,4510^-3n=0,4510^-315= м ?с

[у]_H=175-35=84,35 МПа

2. Допускаемые напряжения изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

Вычисляем для материала зубьев червячного колеса.

,

Коэффициент долговечности

,

- эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи:

- суммарное число циклов перемены напряжений

,

- коэффициент эквивалентности. Принимаем по табл. 2.15 [2]

.

.

=1,24

[]_Fо для 3 группы:[]_Fо=0,22

- предел прочности при изгибе

[]_F=1,38 Мпа

3. Предельные допускаемые напряжения

Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальную статическую или единичную пиковую нагрузку для материалов:

[у]_Hmax=1,65

[у]_Hmax=1,65360=594

[у]_Fmax=0,75

[у]_Fmax=0,75360=270

2.3 Определяем межосевое расстояние

,

Принимаем нелинейный червяк и ;

коэффициент концентрации нагрузки: так как режим переменный, то выбираем из рисунка ]=1,05 следовательно 1,025

,

Полученное межосевое расстояние округляем для стандартной червячной пары:

2.4 Основные параметры передачи

1. Число витков передачи -

Число зубьев колеса -

2. Предварительно определим:

· Модуль передачи

.

· Коэффициент диаметра червяка

.

Принимаем стандартное значение m=12,5

Принимаем ближайшее стандартное значение - q=12,5

3. Коэффициент смещения

,

4. Угол подъема линии витка червяка:

на делительном диаметре

,

на начальном цилиндре

,

5 Фактическое передаточное число

,

2.5 Размеры червяка и колеса

1. Делительный диаметр:

· Червяка:

· Колеса:

2. Диаметр вершин:

· Витков червяка:

· Зубьев колеса:

3. Диаметр впадин:

· Витков червяка:

· Зубьев колеса:

Наибольший диаметр колеса:

K=4- нелинейчатая передача

4. Длина нарезанной части червяка:

,

5. Ширина венца колеса:

=0,355 так как =1

2.6 Проверочный расчет передачи на прочность

1.Вычисляем расчетное напряжение

Вычислим расчетное напряжение:

[у]_H, где

- для эвольвентных червяков;

- коэффициент нагрузки

Окружная скорость червячного колеса равняется:

Так как , то ;

³

- коэффициент деформации червяка, выбираем по табл. 2.16 [2] - ;

X- коэффициент, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Так как режим нагружения V, то по табл.2.17 [2] принимаем X=0,5;

³

2.7 КПД передачи

Определяем КПД передачи:

Коэффициент полезного действия червячной передачи

, где

- угол подъема линии витка на начальном цилиндре;

- приведенный угол трения, он равен ;

,

2.8 Силы в зацеплении

1. Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:

,

2.Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

,

3. Радиальная сила:

,

2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

[]_{F ,} где

K=1,009-коэффициент нагрузки, значения которого вычислены в п.6;

- коэффициент формы зуба колеса, т.к. = 41,47 принимаем

109,23 Мпа



3. Расчет ременной передачи

Исходные данные:

Мощность на:

-ведущем шкиве кВт

-ведомом шкиве кВт

Частота вращения

-ведущего шкива об/мин

-ведомого шкива об/мин

Вращающий момент

- ведущего шкива Нм

- ведомого шкива Нм

3.1 Тип сечения

Выбираем тип сечения ремня в зависимости от мощности и предполагаемой скорости. При н=5..10 м/c выбираем сечение 0,А по табл. 5. [4]

3.2 Расчетный диаметр малого (ведущего) шкива

мм

Принимаем мм

3.3 Расчетный диаметр большого (ведомого) шкива

Принимаем

мм

Принимаем d₂=224 мм

3.4 Фактическое передаточное число

,

Отклонение <10%

Действительная частота вращения ведомого шкива

=

3.5 Скорость ремня

Среднюю скорость (м/с) ремня определяем по формуле:

,

3.6 Межосевое расстояние

мм;

мм,

Где h - высота сечения ремня. По табл. 8 h=8мм

Для повышения долговечности, относительное межосевое расстояние принимаем ;

a=d₂=224 мм.

3.7 Расчетная длина ремня

мм

L=950 мм

3.8 Фактическое межосевое расстояние

,

3.9 Угол обхвата малого шкива

[],

где []=120

3.10 Число пробегов в ремне в секунду

,

,

3.11 Число ремней

,

,

S₁ - площадь сечения одного ремня (Табл. 8);

S₁=81мм²

[ ] - допускаемое напряжение;

[ ]= [ ]C_бC_vC_сC_?с;

[] - допускаемое приведенное напряжение;

[] =1.2 МПа;

C_б-коэффициент, учитывающий угол обхвата;

,

C_v - коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы; C_v=1.035

C_скоэффициент режима работы; C_с=1 (Табл. 10);

C_? - коэффициент, учитывающий распределение передач C_?=1; [ ]=1,2*0,89*1,035*1*1=1,105 МПа

=2.21. Принимаем число ремней Z=3

3.12 Усилия предварительного натяжения ремней

,

S-суммарная площадь сечения

,

,

4. Расчет вала червячной передачи для червяка

Расчет валов ведется по [4].

Дано: ,

,

,

,

.

4.1 Проектировочный расчет

В зависимости от условий работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напряжением.

Для валов рекомендуется использовать стали Ст. 5, Ст. 6, 35, 40, 45.

Для этих материалов задаются допускаемым касательным напряжением в пределах . Если выходной конец вала соединен через шкив с ременной передачей, то задаются:

Выбираем материал вала: сталь марки Сталь 45 с

Диаметр выходного конца вала:

,

Принимаем стандартное значение по табл.45

4.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

Расстояние между опорами червяка:

l

-наружный диаметр червячного колеса

l

Выбираем при :

f=90 мм

4.3 Реакции опор

Определяем реакции опор:

В вертикальной плоскости:

;

.

.

,

,

,

В горизонтальной плоскости:

.

.

.

.

.

.

4.4 Изгибающие моменты

Определяем изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости:

В сечении А слева: , В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении C справа:

В горизонтальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении С справа:

4.5 Суммарный изгибающий момент в сечении

А:

В: С:

4.6 Эквивалентный момент

В сечении А:

В сечении В:

В сечении С:

4.7 Диаметры валов

В сечении A,В:

,

Принимаем диаметр под подшипник 25 мм.

В сечении С:

Т.к. из конструкционных соображений вал сделан как одно целое с червяком, то не ищем.

4.8 Коэффициент запаса прочности

а) Напряжение изгиба

,

б) Напряжения кручения

,

в) Коэффициент запаса прочности

,

,

,

Где , пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным циклом. Принимаем ,

, - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения на усталостную прочность.

, - амплитуда изменения циклов напряжений;

- среднее напряжения циклов при изгибе и кручении;

по отнулевому циклу

.

по отнулевому циклу

.

Принимаем:

Принимаем масштабные факторы:

;; ;;

,

,

, ; условие выполнилось.



5. Расчет подшипников качения для червяка

Расчет подшипников велся по [2].

n= 490 об/мин

,

,

= 25 мм

,

,

,

,

1. Предварительно выбираем роликоподшипник конический с большим углом конусности легкой серии «Подшипник 1027305А ГОСТ 27365-87»

Выписываем значения подшипника

, , , , ,

=35800 H, e=0,83

2. Подшипниковый узел фиксирующей опоры червяка образуют два одинаковых подшипника (роликовые конические однорядные с большими углами конусности) ? для комплекта из двух роликоподшипников имеем: =1,714= 1,71435800=61361,2 H

3. Вычисляем максимальные эквивалентные нагрузки:

Для V режима нагружения [с. 108]

==0,56 =3532,09 H

==0,56 = 1346,15 H

= = 6307,3H

:

===2403,84 H

===327,13 H

= 2403,84H

4. Проверяем соотношение

V=1 (для вращения внутреннего кольца)

= = 2,62 > е=0,83

Определим значение ==

Тогда для двухрядного роликового радиально упорного подшипника

X=0,67 -коэффициент радиальной нагрузки ;

Y= = 1,21 - коэффициент осевой нагрузки [п.5, с.106]

5. Рассчитаем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

,

1 -для III режима нагружения

1,05 ()

.

6. Рассчитываем требуемый ресурс подшипника:

.

, n=3,33 (для роликоподшипников )

(стр. 108 ),

=70820 ч [L], где [L]=20000 ч

7. Проверяем требуемую динамическую грузоподъемность:

L= - количество оборотов за планируемый срок

=36881,5 H ? (=61361,2 H)

Данный подшипник пригоден для данного вала.

8. Определяем расстояние а: для однорядных конических роликоподшипников

,

,



6. Расчет вала червячной передачи для колеса

Расчет валов велся по [ 4 ].

Дано:,

,

,

,

.

6.1 Проектировочный расчет

В зависимости от условий работы выбирают материал вала. Исходя из материала, задаются допускаемым напряжением.

Для валов рекомендуется использовать стали Ст. 5, Ст. 6, 35, 40, 45.

Для этих материалов задаются допускаемым касательным напряжением в пределах . Если выходной конец вала соединен через шкив с цепной передачей, то задаются:

Выбираем материал вала: сталь марки Сталь 45 с

Диаметр выходного конца вала:

.

Принимаем стандартное значение по табл.45

,

6.2 Эскиз вала (подбор размеров вала)

l=+2x+W

= =+10,25=126 мм

x=(8…15)=8 мм

W- ширина стенки редуктора [стр. 53]

W= (40…80)=40 мм

l=126+16+40=182 мм

f=(70…105)=90 мм

6.3 Реакции опор

Определяем реакции опор:

В вертикальной плоскости:

;

,

,

,

,

,

В горизонтальной плоскости:

,

,

,

,

,

,

6.4 Изгибающие моменты

Определяем изгибающие моменты:

В вертикальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении C справа:

В горизонтальной плоскости:

В сечении А слева:

В сечении В слева:

В сечении С слева:

В сечении С справа:

6.5 Суммарный изгибающий момент в сечении

А:

В:

С:

6.6 Эквивалентный момент

В сечении А:

В сечении В:

В сечении С:

6.7 Диаметры валов

В сечении A, В:

,

Принимаем диаметр под подшипник 65мм табл.15

В сечении С:

,

Принимаем

6.8 Коэффициент запаса прочности

а) Напряжение изгиба

,

б) Напряжения кручения

,

в) Коэффициент запаса прочности

,

,

,

Где , пределы выносливости при изгибе и кручении с симметричным циклом. Табл.19. принимаем ,

, - коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения на усталостную прочность.

, - амплитуда изменения циклов напряжений;

- среднее напряжения циклов при изгибе и кручении;

по отнулевому циклу

,

по отнулевому циклу

,

,

Масштабные факторы:

;; ;;

,

,

, ; условие выполнилось.



7. Расчет подшипников качения для вала колеса

Расчет подшипников велся по [2].

n= 12 об/мин

,

,

= 65 мм

,

,

,

,

1. Предварительно выбираем роликоподшипник конический однорядный повышенной грузоподъемности легкой серии «Подшипник 7213А ГОСТ 27365-87»

Выписываем значения подшипника

, , , ,

=108000 H, e=0,40

2. Вычисляем максимальные эквивалентные нагрузки:

Для V режима нагружения

==0,56 = 3532,1 H

==0,56 10050,1=5628,1 H

== H

:

===10050,1 H

===7733,92 H

=10050,1 H

3. Проверяем соотношение

V=1 (для вращения внутреннего кольца)

== 0,63 > е = 0,40

Определим значение ==

Тогда для однорядного роликового конического подшипника

X=0,4 -коэффициент радиальной нагрузки ;

Y=1,5 - коэффициент осевой нагрузки, п.2 с.106

4. Рассчитаем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

,

1 - для III режима нагружения

1,05 () - по табл. на с. 107

,

5. Рассчитываем требуемый ресурс подшипника:

,

, n=3,33 (для роликоподшипников )

,

=5405987,2 ч [L], где [L]=20000 ч

6. Проверяем требуемую динамическую грузоподъемность:

,

L= - количество оборотов за планируемый срок

=17658,67 H ? (=H)

Данный подшипник пригоден для данного вала.

7. Определяем расстояние а: для однорядных конических роликоподшипников

,

,



8. Расчет шпоночных соединений

Задаемся видом шпоночного соединения в зависимости от класса машины, конструкции соединяемые деталей, угловой скорости, величины и характера нагрузки.

1) Для выходного конца быстроходного вала:

Для увеличения прочности вала из конструкционных соображений примем, что червяк изготовлен как одно целое с валом

2) Для выходного конца тихоходного вала:

диаметр вала d = мм

Вращающий момент T = Н•м

Зная диаметр вала d по ГОСТу 8788-68 принимаем призматическую шпонку с размерами сечения bxh.

- ширина шпонки

- высота шпонки

- глубина паза вала

- глубина паза втулки

8.1 Длина шпонки

В зависимости от длины ступицы задаются длиной шпонки l из стандартного ряда табл. 54 [4, c.121]. Рекомендуется но не более длины ступицы.

мм

8.2 Условие прочности шпонки на смятие

Условие прочности на смятие для шпоночных соединений с призматическими шпонками.

,

где Т - передаваемый момент;

d - диаметр вала;

- рабочая глубина паза в ступице.

- для шпонок с плоскими торцами

,

Допускаемое напряжение смятия для шпоночных соединений при постоянной нагрузке и стальных ступицах

Условие выполнено.

8.3. Условие прочности шпонки на срез

,

,

Допускаемое напряжение на срез шпонок при спокойной нагрузке

,

Условие выполнено.



9. Выбор муфт

В курсовом проектировании не предусмотрен расчет муфты, а муфта выбирается по стандарту в зависимости от диаметра вала и расчета вращающего момента. Большинство муфт стандартизировано.

,

Нм - номинальный вращающий момент на валу

- коэффициент эксплуатации табл. 11.3 [3],

1,2 - постоянная нагрузка с кратковременными перегрузами до 120 процентов номинальной.

= 1939,5 Нм ? [T]

Муфты упругие втулочно-пальцевые (в соответствии с ГОСТ 21424?93)

d = 75

D = 140

,

.



10. Смазка передач и подшипников

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Рекомендуемая кинематическая вязкость 20 /спри окружной скорости находящейся в пределах [2…5] м/с и допускаемым напряжением до 200 МПа для червячных передач при t=100 градусах.

Используем масло И-Т-С-320. Подшипники смазываем тем же маслом что и детали передачи.



11. Выбор посадок червячного колеса, подшипников и других элементов

Выбираем следующие посадки:

червячное колесо на вал;

стаканы подшипников в корпус;

крышки на подшипниках качения;

сальники;

внутренние кольца подшипников качения в корпус;

наружные кольца подшипников качения в корпус;

призматические шпонки в канавках валов;

призматические шпонки в канавках червячного колеса.



Заключение

В процессе работы был спроектирован червячный редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.

Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали.

Достоинства червячных передач: компактность конструкции и возможность получения больших передаточных чисел в одноступенчатой передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

Недостатки червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от з = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).

В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации.



Список литературы

1. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.-533с

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб.пособие для техн. спец. вузов.-7-е изд., испр.-М.: Высш. шк., 2014.-447с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин, Г.М.Ицкович, В.П.Козинцов.- М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.-212с

4. Попов И.И., Юнусов Г.С. Детали машин и основы конструирования.-Йошкар-Ола, 2004.

Размещено на Allbest.ru