Електромеханічний привід

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 Загальний коефіцієнт корисної дії передачі

.2 Мінімальна розрахункова потужність електродвигуна

.3 Вибір конкретного типорозміру електродвигуна

. Кінематичний розрахунок

.1 Загальне передаточне відношення

2.2 Розбиття  по ступенях

.3 Швидкість обертання валів

. Розрахунок крутних моментів

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

.1 Вибір матеріалу зубчастого колеса

.2 Розрахунок допустимих контактних напружень

.3 Розрахунок допустимих напружень на втомний згин

.4 Проектний розрахунок з умови забезпечення контактної міцності

.5 Попереднє значення деяких геометричних параметрів передачі

.6 Перевірка зубів на втомний згин

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

.8 Розрахунок сил у зачепленні

. Розрахунок проміжного вала редуктора

.1 Вибір матеріалу

.2 Попередній розрахунок вала

.3 Виконуємо компоновочне креслення вала і визначаємо основні його розміри

5.4 Перевірка статичної міцності вала

. Перевірний розрахунок підшипників кочення проміжного вала

.1 Визначення розрахункового навантаження на підшипник

.2 Перевірка на динамічну вантажність лівого підшипника

. Перевірний розрахунок підшипників кочення кріплення корпуса

. Розрахунок шпонкових та інших з’єднань

. Розрахунок і конструювання муфти

. Змащування зубчастих коліс та підшипників приводу

Перелік використаної літератури

1. Вибір електродвигуна

.1 Визначення загального коефіцієнта корисної дії приводу.

,

де  - ККД циліндричної передачі;

 - ККД підшипників;

 - ККД муфти;

.2 Визначення мінімально необхідної потужності електродвигуна.

,

де k - коефіцієнт запасу по потужності;=1,05

;

.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

.1 Визначення загального передаточного відношення

.

.2 Розбивка загального передаточного відношення по ступенях

Оскільки потрібно забезпечити співвісність, то потрібно щоб дві ступені редуктора мали однакове передаточне відношення. Отже одержимо:

.

.3 Визначення кутових швидкостей валів

; ;

; ;

. .

3. Розрахунок крутних моментів на валах

;

;

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

Вибираємо для шестірні і колеса Сталь 45. Термообробка - покращена.

Шестерня: ;

.[6, стор. 174]

Колесо: ;

.[6, стор. 174]

.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;- швидкість обертання колеса ();- 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:

;

.

.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 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%.

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.

.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.

.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

.1 Вибір матеріалу

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

.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 .

.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

.

.4 Перевірка статичної міцності вала

Попередньо визначимо сили, що діють у зачепленні зубчастих коліс і які передаються на вал.

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

.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 - 1кг;

Маса редуктора з мастилом в середньому - 3кг;

Сумарне навантаження:

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

Рисунок 7.1

В даному редукторі використовуються два підшипники 60106: С=13300Н; 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.

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 24071-80.

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 24071-80.

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 21150-87.

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.

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

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

.        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.

.        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.