Проектирование электродвигателя
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ
ТОЛЬЯТТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту
Выполнил: Ананченко К.С.
Группа: М-301
Проверил: Пахоменко А.Н.
ТОЛЬЯТТИ 2004г.
Введение
Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин.
Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др.
1. Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода
Кинематическая схема привода общего назначения.
ЭД – электродвигатель
1 – цепная передача
2 – коническая передача
3 – цилиндрическая передача
Мощность на выходном валу привода: Рвв=2,1кВт.
Частота вращения на выходном валу привода: nвв=112об/мин.
Нагрузка постоянная.
Коэффициент перегрузки: Кп=1,45.
Срок службы привода: t=25000сек.
Энерго-кинематический расчет привода
Исходные данные для расчета:
Мощность на выходном валу: 2,1 КВт.
Частота вращения выходного вала: 112об/мин.
Нагрузка постоянная
Срок службы: 25000 часов.
1-цепная передача.
2-цилиндрическая косозубая передача.
3-цилиндрическая прямозубая передача.
Передачи 2 и 3 закрытые.
ЭД – электродвигатель.
Выбор параметров передач и элементов привода
Назначаем КПД (h) передач и элементов (подшипников) привода:
цепная передача
—
0,96
передача
редуктора
цилиндрическими
зубчатыми
колесами —
0,98
передача
редуктора
цилиндрическими
зубчатыми
колесами —
0,98
подшипники
качения (одна
пара) —
0,995
Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода:
,
где:
m - число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3)
Задаемся передаточными числами (U) передач привода:
цепная передача — U1=2
зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U2=3
зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)— U3=3
Определяем передаточное число привода:
;
Определяем расчетную мощность электродвигателя:
Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:
Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты:
марка электродвигателя
—4А 90L4;
;
.
Определяем фактическое передаточное число привода:
Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа:
примем передаточное число цепной передачи — Uст1=2,0;
Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом:
прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) —
,
где
;
принимаю
;
косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) —
;
Принемаю
.
Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее:
;
.
Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:
об/мин.
Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5% :
Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета.
Определяем частоты вращения валов привода:
об/мин.
об/мин.
об/мин.
об/мин.
Определяем вращающие моменты на валах привода:
Н·м.
Н·м.
Н·м.
Н·м.
Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:
| вал | I | II | III | IV |
| n, об/мин. | 1425 | 712,5 | 285 | 114 |
| T, Н*м | 15,494 | 29,6 | 72,157 | 175,901 |
Расчет цепной передачи
Исходные данные:
Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n1 = 1425об/мин.
Частота вращения ведомой звездочки: n2 =712,5 об./мин.
Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт.
Передаточное число цепной передачи: u = 2,0.
Расчет:
Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки:
z1=29-2u=29-2·2=25.
Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки:
z1=25= zтабл=25…27,
где: z табл=25…27.
Определяю число зубьев ведомой звездочки:
z2=25·2 = 50
Определяю фактическое передаточное число цепной передачи:
Определяю отклонение от заданного передаточного числа:
Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии.
Определяю шаг цепи P по следующей формуле:
,
где: Кэ=Кд·Ка·Кн·Крег·Ксм·Креж
Для однорядной цепи Кm= 1.
По таблицам выбираю коэффициенты:
КД=1– для спокойной нагрузки;
Ka=1;
KH=1;
Kрег=1 - для передвигающихся опор;
Ксм=1,5 – для периодического смазывания;
Креж= 1,25 - для двухсменной работы.
Кэ = 1·1·1,25·1·1,5·1,25 = 2,93
При n1 = 1425 мин-1, [P] = 19,19МПа.:
Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм.
По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75.
Определяю межосевое расстояние:
а=(30…50)·P=(30…50)·12,7=381…635 мм
Принимаю среднее значение межосевого расстояния:
а = 508 мм.
Определяю число звеньев цепи:
Принимаю целое число звеньев цепи:
W = 118
Определяю фактическое межосевое расстояние:
Определяю монтажное межосевое расстояние:
ам=0,997·а=0,997·508,662=507,136 мм.
Определяю скорость цепи:
.
По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит Ксм=0,8
Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи.
Рассчитываю делительный диаметр:
.
Рассчитываю диаметры окружности выступов:
De1=P (0,5+ctg (180є/z1)=12,7(0,5 + ctg (1800/25)) = 106,881 мм.
De2=P (0,5+ctg (180є/z2)=12,7(0,5 + ctg (1800/50)) = 208,211 мм.
Рассчитываю диаметры окружности впадин:
Di1=Dd1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм.
Di2= Dd2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм.
Рассчитываю радиусы впадины:
r=0,5025d1+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм.,
где: d1=7,75 мм по табл. 4
Радиусы закругления зуба:
r1=1,7d1 = 1,7*9,75 = 13,175мм.
h1=0,8d1 = 0,8*7,75= 6,2 мм.
b1=0,93 Bbh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм.,
где:
Рассчитываю диаметры обода:
Dc1=P·ctg(180є/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180є/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм.
Dc2=P·ctg(180є/z2)-1,2h = 12.7*сtg(180є/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм.,
где: h=10,0мм.
Определяю окружную силу:
.
По табл. 11 [n]max=2525 мин-1 при P=12,7мм и n1=1425мин-1 < [n]max =
=2525 мин-1.
Определяю число ударов:
по табл.12 [ν]=60 . Условие ν < [ν] выполняется.
Определяю удельное давление в шарнирах:
,
где: уточненное
значение
Кэ=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25
=1,563 и проекция
опорной поверхности
шарниров А=39,6
Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется.
Значение [p] выбираю по таблице 8.
Определяю статистическую прочность цепи:
,
где:
Q=9000H по табл.2;
q=0,3кг;
Fv=q*v
= 0,3·7,542
= 17,055H;
F0=9,81·Kf ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10-3=9,431 H,
где: Кf=6,3 для горизонтальной передачи.
По табл.14
[n]=12,54
Условие
n=27,017
> [n] =12,54
выполняется.
Определяю силу, действующую на опоры вала;
Fon=KgFt+2Fo= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H.
Определяю стрелу провисания цепи:
f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм.
Расчет цилиндрической передачи
Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи.
Исходные данные:
Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки:
Выбираем в зависимости от выходной мощности
Так как
NВЫХ
=
кВт,
тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х.
Термообработка:
шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ;
колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ.
u = 2,5 – передаточное число.
n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни,
n2 = 114об/мин – частота вращения колеса,
T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне,
T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе,
Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45.
1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,4
Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле:
ybd = 0,5ЧybaЧ(u+1) = 0,5Ч0,4Ч(2,5+1) = 0,7.
2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:
,
где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.); T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, НЧм; u = 2,5– передаточное отношение; KHb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; yba = 0,4– коэффициент ширины зуба;
σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа.
Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
,
где σHlimb1,2 =2ЧНHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.
σHlimb1 = 2ЧННВ + 70=2Ч265+70=600 МПа σHlimb2 = 2ЧННВ + 70=2Ч200+70=570 МПа
SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение); ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; Zu – коэффициент, учитывающий окружную скорость; ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла; ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
В проектировочном расчете
ZR ЧZu ЧZL ЧZX = 0,9.
Тогда:
.
Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом:
NK = 60ЧcЧnЧt,
где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах.
Таким образом:
NK1 = 60ЧcЧn1Чt = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов,
NK2 = 60ЧcЧn2Чt = 60∙1∙114∙25000 = 171∙106 циклов.
Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле:
NHlim1,2 = 30ЧHHB12,4,
NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106
NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106
Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1
=
=
0,858,
Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле:
ZN1
=
=
0,891.
Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику).
Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σHP, МПа:
∙0,9∙0,9
= 442,
∙0,9∙0,9
= 420.
В качестве допускаемого контактного напряжения σHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:
σHP = σHP2=420 МПа.
Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:
=130,497
мм.
Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: aω = 125 мм.
3. Рассчитываем значение модуля:
m = (0,01…0,02)Чaω = (0,01…0,02)Ч125=1,25…2,5 мм.
По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль: m = 2,5 мм. 4. Угол наклона зубьев b = 0° Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 :
zC = (2ЧaωЧсosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,
Тогда:
z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29, z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71.
где zmin = 17 для передач без смещения.
5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:
,
что меньше допустимых максимальных 3%.
6. Уточняем значение угла b по формуле:
,
тогда b
= 0°
7. Основные размеры шестерни и колеса: 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:
Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
da1 = d1 + 2Чm= 72,5 + 2Ч2,5=77,5, da2 = d2 + 2Чm = 177,5 + 2,5Ч2= 182,5;
Диаметры впадин, мм:
df1=d1 – 2,5Чm = 72,5 – 2,5Ч2,5 = 66,25, df2=d2 – 2,5Чm = 177,5 – 2,5Ч2,5 = 171,25;
Основные диаметры, мм:
db1 = d1∙cosat = 72,5Чcos20 = 68,128,
db2 = d2∙cosat = 177,5Чcos20 = 166,795,где делительный угол профиля в торцовом сечении:
°.
aω = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,
что совпадает с ранее найденным значением.
Ширина колеса определяется по формуле:
b2 = ybaЧaω = 0,4∙125 = 50мм.
7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:
b1 = b2 + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм.
Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм.
Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:
м/c.
По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес.
11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев
11.1 Определение расчетного контактного напряжения
Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:
σH = σH0Ч
≤
σHP,
где KH – коэффициент нагрузки; σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1. Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:
σH0 = ZEЧZHЧZe
,
где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес; ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:
где делительный угол профиля в торцовом сечении:
°;
основной угол наклона:
βb = arcsin(sinβЧcos20°) = arcsin(0Ч0,94) = 0°;
угол зацепления:
,
так как х1 + х2 = 0, то atw = at = 20°.
Коэффициент осевого перекрытия eb определяется по формуле:eb = bw / pX,
где осевой шаг:
Ю
Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:
,
так как eb
=0
где коэффициент торцового перекрытия: ea =eа1 + eа2,
составляющие коэффициента торцового перекрытия:
,
,
где углы профиля зуба в точках на окружностях вершин:
тогда ea =eа1 + eа2= 0,823 + 0,905 = 1,728.
FtH = 2000ЧT1H/d1 = 2000Ч72,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н; bω = b2 = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм; d1 = 72,5– делительный диаметр шестерни мм,Подставив полученные данные в формулу, получим:
σH0
= ZEЧZHЧZe
361,609.
Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
KH = KАЧKHaЧKHβЧKHu,
где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку; KHa = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности; KHβ = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев; KHu – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:
KHu = 1 + ωHuЧbω /(FtHЧKA) = 1 + 3,348Ч50 /(1990,538Ч1) = 1,084,
Где
=
3,348,
где wHu – удельная окружная динамическая сила, Н/мм;
u = 1,081м/с – окружная скорость на делительном цилиндре;
dН = 0,06 – коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев (т.к. зубья прямые);
g0 = 7,3 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса .
Таким образом:
KH = KA∙KHu∙KHb∙KHa = 1Ч1Ч1,07Ч1,084 = 1,1599
Тогда:
σH
= σH0Ч=
361,609∙
= 389,448 МПа.
11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете
Допускаемые контактные напряжения σHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:
σHР =
ЧZRЧZuЧZLЧZXЧ,где σHlimb – предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжении;
sHlimb1= 600 МПа, sHlimb2= 570 МПа – рассчитаны ранее;
SH = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности (для однородной структуры);
ZN1,2 =0,9 – коэффициент долговечности (определены в проектировочном расчете);
ZL = 1– коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала (т.к. отсутствуют экспериментальные данные);
ZR = 1 – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев (т.к. отсутствуют экспериментальные данные);
Zu = 1– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости (т.к. скорость < 5 м/с);
ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700Тогда допускаемые контактные напряжения, МПа:
,
.
В качестве допускаемого контактного напряжения передачи, которое сопоставляют с расчетным, принимают:
sHP = sHP2=sНРmin =438,615
Сопоставим расчетное и допускаемое контактные напряжения:
σH ≤ σHP,
389,448 ≤ 438,615 – условие выполнено.
недогруз
=
,
что меньше
максимально
допустимых
20%.
12. Проверочный расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки
Действительное напряжение sHmax определяют по формуле:
≤sHPmax
где КAS = 3 – коэффициент внешней динамической нагрузки при расчетах на прочность от максимальной нагрузки;
КA = 1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, (определен ранее);
Тмах / TH = Кпер = 1,45(исходные данные).
Таким образом:
МПа.
Допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя sHPmax, зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса и от характера изменения твердости по глубине зуба. Для зубьев, подвергнутых улучшению, принимают:
sHPmax1,2= 2,8sТ
тогда sHPmax1= 28·690 =1932 МПа, sHPmax2= 28·540 =1512 МПа.
Проверка условия прочности:
sHmax ≤ sHPmax1 → 812,258 МПа ≤ 1932 МПа – условие выполнено;
sHmax ≤ sHPmax2 → 812,258 МПа ≤ 1512 МПа – условие выполнено.
13. Расчет зубьев на выносливость при изгибе
13.1 Определение расчетного изгибного напряжения
Расчетом определяют напряжение в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.
Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения:
sF Ј sFP.
Расчетное местное напряжение при изгибе определяют по формуле, МПа:
sF
=
ЧKFЧYFSЧYβЧYε
где FtF =1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н;
bω = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;
m = 2,5– нормальный модуль, мм;
YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений определяется по формуле:
,
где x1 = x2 = 0 – коэффициенты смещения;
zu1 = z1 / cos3β = 29/13 = 29 – эквивалентное число зубьев шестерни,
zu2 = z2 / cos3β = 71/13 = 71 – эквивалентное число зубьев колеса.
Тогда:
,
,
Yβ = 1(т.к. β = 0)– коэффициент, учитывающий наклон зуба;
Yε =1(т.к. передача прямозубая) – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев;
KF – коэффициент нагрузки принимают по формуле:
KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa,
где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения); KFu = 1,225– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице. KFb = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий (по графику); KFa = 1(т.к. прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
Таким образом:
KF = KAЧKFuЧKFbЧKFa = 1Ч1,225Ч1,07Ч1 = 1,311.
Тогда:
sF1
=
ЧKFЧYFS1ЧYβЧYε
=
Ч1,311Ч3,925Ч1∙1
= 81,941 МПа,
sF2
=
ЧKFЧYFS2ЧYβЧYε
=
Ч1,311Ч3,656Ч1∙1
= 76,325 МПа.
13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
Допускаемым напряжением sFP определяются по формуле:
sFP =
ЧYNЧYδЧYRЧYX
,
где sFlimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:
sFlimb =s0FlimbЧYTЧYzЧYgЧYdЧYA ,
где s0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,
для колес из стали марки 40Х, подвергшейся улучшению s0Flimb = 1,75ННВ МПа.
s0Flimb1 = 1,75*265