Проектирование силового электромеханического привода (стр. 1 из 3)

Курсовой проект

Тема: Проектирование силового электромеханического привода

Содержание

Техническое задание

Введение

1 Энерго-кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов

на валах привода (с таблицей результатов ЭКР)

2 Расчет зубчатой передачи

2.1 Проектный расчет передачи (по критерию контактной выносливости)

2.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

2.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

2.4 Проверочные расчеты для режима кратковременных перегрузок

2.4.1 По максимальным контактным напряжениям

2.4.2 По максимальным напряжениям изгиба

2.5 Выбор материалов и назначение режимов термообработки

3 Проектирование узла привода

3.1 Проектный расчет промежуточного вала и предварительный выбор подшипников качения

3.2 Основные размеры элементов узла привода и его конструктивная

проработка

3.3 Силовая схема привода (в аксонометрическом изображении)

3.4 Определение опорных реакций вала

4 Проверочный расчет подшипников качения

5 Проверочный расчет промежуточного вала

6 Проверочный расчет шпоночных соединений

7 Выбор смазочных материалов

8 Построение полей допусков для соединений основных деталей

Список использованной литературы

Приложение: спецификация редуктора

Техническое задание

Спроектировать силовой электромеханический привод.

Техническая характеристика привода:

Момент на тихоходном валу: Т3, Н∙м: 800.

Частота вращения тихоходного вала: n3, об/мин: 75.

Синхронная частота вращения: nс, об/мин: 1000.

Передаточные отношения: iБ/iT: 1,30.

Твердость шестерни: НВ1: 290.

Коэффициент: β: 2,5.

Ресурс привода: tΣ, час: 3700.

Конструктивный угол γ, град: 270.

Режим нагружения: постоянный.

Введение

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1 Энерго-кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Общий КПД двигателя (рис. 1):

η = ηм · ηз.п. · ηо.п. · ηп3

ηм = 0,98 – КПД муфты;

ηз.п. = 0,96…0,98; принимаем ηз.п. = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи;

ηо.п. = 0,94…0,96; принимаем ηо.п. = 0,95 – КПД открытой зубчатой передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η = 0,98 · 0,97 · 0,95 · 0,993 = 0,88

Мощность на тихоходном валу:

n3 = 75 об/мин.

ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 75 / 30 = 7,85 рад/с;

N3 = Т3 · ω 3 = 800 · 7,85 = 6,28 кВт

Требуемая мощность двигателя:

Nтр = N3/ η = 6,28 / 0,88 = 7,13 кВт

С учетом Nтр и nc принимаем 3-хфазный асинхронный двигатель типа: 4А132М6

Nном = 7,5 кВт; L1 = 80 мм.

nном = 970 об/мин; d1 = 38 мм.

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Передаточное число привода [4]:

U = Uо.п. · Uз.п. = nном / n3 = 970/75 = 12,9

Uз.п. – передаточное число закрытой передачи (редуктора);

Uо.п. – передаточное число открытой передачи.

Так как iБ/iT = 1,30, по [1] принимаем:

Uз.п. = 4,1; Uо.п. = 3,15.

1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода ( с таблицей результатов ЭКР)

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 970 об/мин;

n2 = n1 / Uз.п. = 970 / 4,1 = 236,6 об/мин;

n3 = 75 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 970 / 30 = 101,5 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 236,6 / 30 = 24,8 рад/с;

ω3 = 7,85 рад/с.

Мощности на валах:

Nдв = 7,5 кВт;

N1 = Nдв · ηм · ηп = 7,5 · 0,98 · 0,99 = 7,3 кВт;

N2 = N1 · ηз.п. · ηп = 7,3 · 0,97 · 0,99 = 7,0 кВт;

N3 = 6,28 кВт.

Вращающие моменты на валах:

Тдв = N дв / ω дв = 7,5 / 101,5 = 74 Н·м;

Т1 = N 1 / ω 1 = 7,3 / 101,5 = 72 Н·м;

Т2 = N 2 / ω 2 = 7,0 / 24,8 = 282 Н·м;

Т3 = 800 Н·м.

Результаты вычислений сведем в таблицу (таблица 1):

Таблица 1

№	ii	ni об/мин	1/с	Тi Нм	Ni Вт	Потери
Эл-дв	1	970	101,5	74	7500	0,97
1		970	101,5	72	7300
	4,1					0,96
2		236,6	24,8	282	7000
	3,15					0,94
3		75	7,85	800	6280

2 Расчет зубчатой передачи

2.1 Проектный расчет передачи (по критерию контактной выносливости)

Закрытая передача.

Uз.п. = 4,1

Межосевое расстояние:

αω = Кα(Uз.п. + 1)

= 430 · (4,1 + 1) = 119,3 мм.

Кα = 430 – для косозубых передач [3].

Ψba = 0,4-0,5 – при симметричном расположении колес, берем: Ψba = 0,4.

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке [1].

Принимаем αω = 125 мм.

Модуль зацепления:

m = (0,01-0,02) αω = 1,25 – 2,5 мм, принимаем m = 2 мм.

Ширина колеса:

b2 = ψва · αω = 0,4 · 125 = 50 мм

b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55 мм – ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

βmin = arcsin

= arcsin = 8,05°

При β = βmin сумма чисел зубьев zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77

Округляем до целого: zc = 123

Угол наклона зубьев:

β = arccos

= arccos = 10,26°,

при нем zc = (2 · 125/2)cos 10,26° = 123

Число зубьев шестерни:

z1 = zc / (Uз.п. + 1) = 123 / (4,1 + 1) ≈ 24

z2 = 123 – 24 = 99 – колеса.

Передаточное число:

Uф = 99 / 24 = 4,125, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.

Диаметры делительных окружностей:

d2 = m z2 /cos β = 2 · 99 / cos 10,26° = 201 мм – шестерни;

d1 = m z1 /cos β = 2 · 24 / cos 10,26° = 49 мм – колеса.

Торцевой (окружной) модуль:

mt = m /cos β = 2 / cos 10,26° = 2,033

Диаметры вершин зубьев:

dа2 = d2 + 2m = 201 + 2 · 2 = 205 мм;

dа1 = d1 + 2m = 49 + 2 · 2 = 53 мм.

Открытая передача.

Uо.п. = 3,15