Курсовая работа: Проектирование электродвигателя
Курсовая работа: 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 (180º/z1)=12,7(0,5 + ctg
(1800/25)) = 106,881 мм.
De2=P (0,5+ctg (180º/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(180º/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180º/25) - 1,2*10,0
= 88.531 мм.
Dc2=P·ctg(180º/z2)-1,2h
= 12.7*сtg(180º/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 = 0,5×yba×(u+1) = 0,5×0,4×(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, Н×м;
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
=2×НHB
+70
МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов
напряжений, для закалённых колес.
σHlimb1
= 2×ННВ
+ 70=2×265+70=600
МПа
σHlimb2
= 2×ННВ
+ 70=2×200+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 ×Zu ×ZL ×ZX = 0,9.
Тогда:
.
ZN
– коэффициент долговечности;
Суммарное
число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке
определяется следующим образом:
NK = 60×c×n×t,
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
= 60×c×n1×t = 60∙1∙285∙25000 =
428∙106 циклов,
NK2
= 60×c×n2×t = 60∙1∙114∙25000 =
171∙106 циклов.
Базовые
числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по
формуле:
NHlim1,2 = 30×HHB12,4,
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)×aω
= (0,01…0,02)×125=1,25…2,5
мм.
Страницы: 1, 2, 3
|