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 NHE3>NHO3,
то приймаємо, що KHL3=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.