САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра машиноведения и деталей машин
«
УЗЕЛ РЕДУКТОРА ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
»
Исполнитель:
студентка гр. 2856/1
Касимова Е.К.
Преподаватель:
Ружков В.А
Санкт-Петербург
2010
Оглавление
Техническое задание
Введение
1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя
1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1 Выбор муфты
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения
1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.5 Геометрический расчёт параметров зубчатых колёс
Литература
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью
минимизации габаритов редуктора
в результате
рационального выбора материалов
зубчатых колёс и других деталей.
Привод состоит из
- электродвигателя,
- клиноременной передачи,
- двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу),
- зубчатой муфты на выходном валу редуктора.
Характер производства крупносерийный.
Привод реверсивный.
1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Тим
=1500 Н×м;
2. Частота вращения выходного вала редуктора nим
=80 об/мин;
3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя nс
=3000 об/мин;
4. Расчётный ресурс L=8000 час.
ВВЕДЕНИЕ
Цель анализа работоспособности
механизма в данной работе – разработка проекта узла привода редуктора минимально возможных габаритов
, находящегося в составе электромеханического привода.
Средство достижения
этой цели – рациональное применение объёмного
и поверхностного упрочнения зубьев
зубчатых передач.
Способ
– расчётная оценка работоспособности
деталей зубчатых зацеплений и других деталей редуктора с учётом ограничений, обусловленных их взаимодействием с другими деталями и узлами редуктора и привода в целом.
В работе представлены результаты оценки диаметров выходного вала редуктора с учётом установки на нём зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.
1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА
электромеханический привод редуктор габариты
Результат данного этапа работы – выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).
1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя
Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле
Р
ИМ
= Т
ИМ
wИМ
, (1.1)
где ωим
– угловая скорость, рад/с.
Угловая скорость вычисляется по формуле
ωим
=π·nим
/30 (1.2)
ωим
=3,14·80/30=8,37 рад/с
Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим
Pим
=1500·8,37 =12560 Вт
Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле
Pэл
= Pим
/ηпр
, (1.3)
где Pэл
– мощность электродвигателя, Вт; ηпр
– коэффициент полезного действия привода.
ηпр
= (ηрп
·ηп
·ηзп
)(ηзп
·ηп
)(ηп
·ηм
), (1.4)
где ηрп
– КПД ременной передачи; ηп
- КПД подшипников качения вала; ηзп
– КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; ηм
– КПД муфты.
Выбираем ηрп
=0,95;
ηп
=0,99;
ηзп
=0,99;
ηм
=0,99.
Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем
ηпр
=0,95∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99∙0,99=0,894
Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя
Pэд
=12560/0,894=14049 Вт
Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой nc
=3000 об/мин.
Технические характеристики двигателя
По справочнику:
Выбран электродвигатель марки 4А160S2;
паспортная мощность Р
ЭД
= 15,0 кВт ;
синхронная частота n
с
= 3000 об/мин;
частота двигателя n
дв
= 2940 об/мин;
отношение пускового момента к номинальному моменту Т
П
/ Т
Н
=1,4;
диаметр присоединительного участка вала ЭД d
ЭД
=42 мм,
длина присоединительного участка вала ЭДl
ЭД
=110 мм.
1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле
iпр
=nдв
/nим
, (1.5)
где nдв
– асинхронная частота вращения двигателя, об/мин;
iпр
– общее передаточное отношение привода.
Подставив численные значения, получим
iпр
=2940/80=36,25
Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим iрп
=2
и воспользуемся формулой
iпр
= iрп
·iрд
, (1.6)
где iрд
– передаточное отношение редуктора.
Преобразуя (1.6), получим
iрд
= iпр
/iрп
=36,25/2=18,12 (1.7)
Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу
iрд
=uб
·uт
, (1.8)
где uб
и uт
– передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.
Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле
uт
=
(1.9)
Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем
uб
= iрд
/ uт
=18,12/4=4,53 (1.10)
Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: uб
=5, uт
=4.
Уточняем передаточное отношение ременной передачи по формуле
iрп
= iпр
/ (uб
·uт
)=36,25/(4*5)=1,81
1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах
Угловая скорость
входного вала редуктора wВВх
= wим
u
т
u
б
= 8,37* 20 = 167,4 1/с;
промежуточного вала wПР
= wим
u
т
= 8,37*4 =33,48 1/с;
Мощность Р
i
,
передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):
Р
i
= Р
им
/ hi
,
где hi
– КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
Крутящие моменты Т
i
определяются по значению передаваемой мощности Р
i
и угловой скорости данного валаwi
:
Т
i
= Р
i
/ wi
.
С помощью следующих формул найдем численные значения частот вращения первого и второго валов
n1
= nдв
/ iрп
=2940/1,81=1624 об/мин (1.11)
n2
= n1
/ uб
=1624/5=325 об/мин (1.12)
Для вычисления мощностей первого и второго валов воспользуемся формулами
P1
=Pэл
·ηрп
=14037·0,95=13335 Вт (1.13)
P2
=P1
·ηпк
·ηзпб
=13335·0,99·0,99=13070 Вт (1.14)
Вычислим крутящие моменты валов по формуле
Ti
= Pi
/ωi
, (1.15)
ωi
=π·ni
/30 (1.16)
где i=1; 2; эл.
Преобразуя формулы (1.15) и (1.16), получим
Ti
= Pi
·30/(π·ni
) (1.17)
Tэл
= Pэл
·30/(π·nэл
)=14037·30/(3,14·2940)=45,57 Н·м
T1
= P1
·30/(π·n1
)= 13335·30/(3,14·1600)=79,65 Н·м
T2
= P2
·30/(π·n2
)= 13070·30/(3,14·320)=390,38 Н·м
Таблица 1
Энерго-кинематические параметры элементов привода
Мощность,
Вт
|
Частота вращения,
об/мин
|
Угловая скорость,
рад/с
|
Момент,
Нм
|
Передаточное
число
|
Исполнительный механизм |
12555
|
80
|
8,37
|
1500
|
Муфта выходного вала |
12681
|
80
|
8,37
|
1515
|
Зубчатое колесо выходного вала |
12809
|
80
|
8,37
|
1530
|
uт
=4
|
Шестерня промежуточного вала |
12939
|
320
|
33,48
|
386
|
Зубчатое колесо промежуточного вала |
13070
|
320
|
33,48
|
390,38
|
uб
=5
|
Шестерня входного вала |
13202
|
1600
|
167,4
|
78,86
|
Входной вал редуктора |
13335
|
1600
|
167,4
|
79,65
|
iрп
=1,84
|
Вал электродвигателя |
14037
|
2940
|
308
|
45,57
|
Пример расчёта параметров условий работы шестерни промежуточного вала
1. Угловая скорость w
ПР
= 33,48 /с;
2. Значение h
I
= h
зп
h
пк
∙h
м
= 0,99∙0,99∙0,99= 0.97 ;
где hI
– КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.
3. Мощность Р
Ш-ПР
, передаваемая шестерней промежуточного вала
Р
Ш-ПР
= Р
ИМ
/h
I
= 12555/0.97 = 12939 Вт;
4. Момент Т
Ш-ПР
, передаваемый шестерней промежуточного вала
Т
Ш-ПР
= Р
Ш-ПР
/ w
ПР
= 12939/33,48 = 386 Нм.
1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
1.4.1
Выбор муфты
Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента М
кр
k
T
ИМ
£
М
кр
, (1.18)
где k
- коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k
= 1,25 ... 2. Принимаем к=
2. Как правило, k
< Т
П
/ Т
Н
. В данном случае
М
кр
≥
2∙1500=3000 Нм.
Выбираем ближайшее к данному значение М
кр
(муфта №3)
М
кр
=
3090 Нм.
Для этого значения также:n
max
=
4000об/мин;
d
M
=
60мм; l
M
=85мм; D
M
=90мм.
Значение диаметра выходного вала редуктора d
В
можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение k
T
ИМ
практически равноМ
кр
, то принимаем d
В
=
d
М
, где d
М
– наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.
Но так как у нас k
T
ИМ
<
М
кр
, то предварительно значение диаметра d
В
определяем по формуле
d
В
»
d
М
(k
T
ИМ
/М
кр
)1/3
=60 (2∙1500/
3090)1/3
=59,4 мм. (1.19)
Окончательно принимается значение d
В
из ряда нормальных линейных размеровR
40. И у нас d
В
=
62 мм.
1.4.2 Проектировочный расчёт валов
На этом этапе разработки проекта известны только крутящие моменты на валах.
При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс можно определяют, исходя из условия
d
»
(Т/
0,2 [
t
])1/3
, (1.20)
где допускаемое напряжение [
t
] = (
0,026 ...0,036)
s
в
; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние – для промежуточных, наибольшие – для тихоходных валов.
Примем допускаемое напряжение для входного вала [t] = 0,026sв
= 15 МПа; для промежуточного вала [t] = 0,030sв
= 17,5 МПа; для выходного вала [t] = 0,036sв
= 21 МПа.
Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно s
в
= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм.
Таким образом диаметр для быстроходного вала, на входном валу редуктора
мм,
мм,
мм.
На данном этапе разработки проекта необходимо определить диаметры валов в местах установки подшипников качения.
1.4.3
Предварительный выбор подшипников качения
Зная значения внутренних диаметров подшипников качения d
п
диаметров, назначим тип подшипников.
Принимаем для быстроходного вала конические подшипники средней серии, для промежуточного вала конические подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.
Таблица 3
Параметры подшипников
Вал |
Обозначение |
d
п
|
D
п
|
В |
С,кН |
Сo
,Кн |
Тихоходный |
36214 |
70 |
125 |
24 |
80,2 |
54,8 |
Промежуточный |
46309 |
45 |
100 |
25 |
61,4 |
37,0 |
Быстроходный |
46308 |
40 |
80 |
23 |
50,8 |
30,1 |
1.4.4
Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников
Конструктивно межосевое расстояние (рис.2.1.) зубчатой пары
a
Т
³ 0,5(D
п
1
+
D
п
2
)+ 2g
, (1.24)
a
б
³ 0,5(D
п
3
+
D
п
2
)+ 2g
,
где D
п
1
D
п2
иD
п
3
– наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала, промежуточного вала и входного вала;
2g
– минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора.
Диаметр болта должен быть
d
»
1,25
T
ИМ
1/3
³10 мм, (1.25)
где T
ИМ
в Нм.
По формуле (1.25)
d
=
мм.
Для М14 2g
=44 мм. Подставим эти значения в формулу (1.24) и произведем расчет
a
Т
³ 0,5(125+
100) + 44=156,5 мм,
a
б
³ 0,5(100+90) + 44=139 мм.
Полученные конструктивно значения межосевых расстояний a
Т
и a
Б
округлим по ряду R
40. Таким образом a
Т
=160 мм, a
б
=140 мм.
Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с
о
между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр
a
т
³ 0,5d
а
2б
+ 0,5d
* + с
о
,
где с
о
= (3 … 5) мм,
значение d
* принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,
d
а
2б
= d
2б
+ 2m
б
= 2a
б
u
б
/(u
б
+ 1) + 2m
б
, d
2б
– делительный диаметр зубчатого колеса, m
б
– модуль зацепления быстроходной передачи. (Согласно ТЗ значение модуляm
б
находится в пределах от 1,5 до 3 мм).
d
а
2б
= d
2б
+ 2m
б
= 2a
б
u
б
/(u
б
+ 1) + 2m
б
=2*5*140/6 + 2*3=239мм
a
т
³ 0,5*239+ 0,5*72 + 5=160 мм ,
принятое значение межосевого расстояния a
т
не удовлетворяет условию a
т
³ 0,5d
а
2б
+ 0,5d
* + с
о
, необходимо принять новое значениеa
т
=160 мм по ряду R
40.
1.5 Геометрический расчёт
параметров зубчатых колёс
Принятые выше значения a
Т
иa
Б
используем для определения делительных диаметров шестерни и колеса тихоходной пары и быстроходной пар (рис 2.1):
d
1
Т
= 2 a
Т
/(1
+ u
Т
); d
2
Т
= u
Т
d
1
Т
d
2
Б
= 2 a
Б
/(1
+ u
Б
); d
2
Б
= u
Б
d
1
Б
. (1.26)
Одна из основных характеристик, определяющих геометрические параметры зубчатых передач,m
- модуль зацепления. Z
1
- число зубьев шестерни.
При назначении остальных параметров каждой зубчатой передачи необходимо выполнять следующие требования и условия.
1. Учитывая требование минимизации габаритов редуктора, выполняем расчёт косозубых цилиндрических передач; т.е. b
¹0, следовательно, cos
b
<
1
, mz
1
<
d
1
и m
<
(
d
1
/z
1
)
.
2. Число зубьев шестерни по условиям отсутствия подрезания зубьев должно быть z
1
³
17
(обычно z
1
принимается 20 и более).
3. Кроме того, необходимо, чтобы число зубьев шестерни z
1
и число зубьев колеса z
2
=
u
z
1
были целым числами.
Значения коэффициента
y
m
Характеристика передач
|
y
m
=
b
/
m
|
b
min
|
Высоко нагруженные точные передачи, повышенная жёсткость деталей и корпуса
Н
£
350 НВ
Н
>
350 НВ
Передачи редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами
Н
£
350 НВ
Н
>
350 НВ
|
£
45 … 30
£
30 … 20
£
30 … 20
£
20 … 15
|
6
°
3
0
¢
9
°
3
0
¢
9
°
3
0
¢
12
°
3
0
¢
|
Произведем расчеты для быстроходной передачи
Межосевое расстояние на входном валу а
=140 мм, u
= 5. Выполнить геометрический расчёт передачи.
u
=
110/22=5
cos
b
= 0,5
m
z
1
(
u
+ 1)/а=0.5*2*22*(5+1)/140=0,942,
приемлемо.
Произведем расчет для тихоходной передачи на выходном валу
Межосевое расстояние а=160 мм, и=4. Выполнить геометрический расчет передачи.
Решение
u
=
80/20=4
Соответственно,
cos
b
= 0,5
m
z
1
(
u
+ 1)/а=0.5*3*20*(4+1)/160=0,937
, приемлемо.
Геометрические характеристики зубчатых передач
Передача
|
Межосе-вое рассто-яние а,
мм |
Модуль зцеп-ления
m
|
Число зубьев
Z
1
|
Число зубьев
Z
2
|
Переда-точное число
u
|
Дели-тельный диаметр
d
1
|
Дели-тельный диаметр
d
2
|
Шири-
на за-
цепле-ния b
|
cos
b
|
Быстроходная |
140 |
2 |
22 |
90 |
5 |
46.7 |
233 |
30 |
0,942 |
Тихоходная |
160 |
3 |
20 |
80 |
4 |
64 |
256 |
45 |
0,937 |
Проверка
.
1. а
= 0,5(
d
1
+
d
2
);
Быстроходная передача аб
= 0,5∙(46.7+233)= 139.5;
Тихоходная передача ат
=0,5(64+256)=160 .
2.m
z
1
=
d
1
cos
b
;
Быстроходная передача 2∙22=46.7∙0,942,44=43.9;
Тихоходная передача 3∙20=64∙0,937,60=59.9.
3.d
2
cos
b
/
z
2
=
m
;
Быстроходная передача 233∙0,942/90=2 , 2=2;
Тихоходная передача 256∙0,937/80=2.9 , 2,9=3.
4.d
2
/
d
1
=
z
2
/
z
1
=
u
;
Быстроходная передача 233/46.7=90/22, 4.98=4.9=5;
Тихоходная передача 256/64=80/20, 4=4=4.
Таким образом все подобрано.
Рис. 2.1. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач
где аб
и ат
– межосевые расстояния быстроходной и тихоходной зубчатых пар соответственно, мм; D
п
1
D
п2
иD
п
3
– наружные диаметры подшипников качения, мм;
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ
2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач
Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде
sH
£ [sH
], (2.1)
где s
H
, [
s
H
]
- соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.
Расчётное значение s
H
для косозубой передачи с внешним зацеплением определяют по формуле
sH
= 1,18 ZH
b
,
(2.2)
где E
пр
–
приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев.
Примем E
пр
=2× 105
МПа.
Т
ш
–
момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;
d
ш
– делительный диаметр этой шестерни;
y
bd
= b
/
d
ш
- коэффициент ширины b
зацепленияотносительно делительного диаметра шестерни d
ш.
определим значения y
bd
ybd
= b
/
d
ш
(2.3)
y
bd
б
=
=0,642,
ybd
т
=
=0,703.
y
bd
т
и ybd
б
не превышают наибольшие допустимые значения.
Окружная скорость рассчитывается по формуле
v
=
w
d
/2
(2.4)
v
б
=
=3.85 м/с,
v
т
=
=1.071 м/с.
Расчётная ширина тихоходной пары равна
b
Т
= ybd
Т
∙d
шТ
,
(2.5)
а быстроходной пары
b
Б
= ybd
Б
∙d
шБ
(2.6)
Коэффициент К
H
учитывает влияние на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба схемы расположения зубчатых колёс редуктора
И рассчитывается по формуле
КH
= КH
b
∙КHv
, (2.7)
где КH
b
, КHv
коэффициенты, выбирающиеся из стандартных значений.
Для тихоходной пары
КH
т
=1.25∙1.01=1,57.
Для быстроходной пары
КH
б
=1,11∙1,03=1,14.
Коэффициент ZH
b
учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами
ZH
b
= КH
a
(cos2
b/ ea
)1/2
, (2.8)
где ea
-коэффициент торцового перекрытия
ea
= [1,88 – 3,22(1/z
ш
+ 1/z
к
)]cos
b. (2.9)
Коэффициент К
H
a
введён для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач.
При α=40˚, sin 2α=0,6428.
Рассчитаем sH
тихоходного и быстроходного валов по формуле (2.2)
sH
т
=1,18∙0,749
=1036 МПа,
sH
б
=1,18*0,743
=609.1 МПа.
Заполним таблицу параметров
Таблица 8
Параметр |
Тихоходная передача |
Быстроходная передача |
Межосевое расстояние |
а
T
=160 мм |
а
Б
=140 мм |
Передаточное отношение |
u
|
|