Курсовая работа: Проектирование электродвигателя

Содержание

• ЭД – электродвигатель
• Энерго-кинематический расчет привода
• Исходные данные для расчета:
• Выбор параметров передач и элементов привода
• Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:
• 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, Нм;
• u = 2,5– передаточное отношение;
• KH = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;
• ba = 0,4– коэффициент ширины зуба;
• Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:
• ,
• где σHlimb1,2 =2НHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.
• σHlimb1 = 2ННВ + 70=2265+70=600 МПа
• σHlimb2 = 2ННВ + 70=2200+70=570 МПа
• SH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение);
• ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
• Z – коэффициент, учитывающий окружную скорость;
• ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;
• ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
• ZN – коэффициент долговечности;
• 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.
• 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:
• По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:
• m = 2,5 мм.
• 4. Угол наклона зубьев = 0°
• Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 :
• zC = (2aωсos)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,
• Тогда:
• z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,
• z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71.
• где zmin = 17 для передач без смещения.
• 5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:
• 6. Уточняем значение угла по формуле:
• 7. Основные размеры шестерни и колеса:
• 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:
• Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
• da1 = d1 + 2m= 72,5 + 22,5=77,5,
• da2 = d2 + 2m = 177,5 + 2,52= 182,5;
• Диаметры впадин, мм:
• df1=d1 – 2,5m = 72,5 – 2,52,5 = 66,25,
• df2=d2 – 2,5m = 177,5 – 2,52,5 = 171,25;
• Основные диаметры, мм:
• db2 = d2∙cost = 177,5cos20 = 166,795,
• Проверим полученные диаметры по формуле:
• aω = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,
• что совпадает с ранее найденным значением.
• Ширина колеса определяется по формуле:
• 7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:
• Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм.
• Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:
• 11.1 Определение расчетного контактного напряжения
• Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:
• σH = σH0 ≤ σHP,
• где KH – коэффициент нагрузки;
• σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1.
• Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:
• σH0 = ZEZHZ ,
• где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;
• ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:
• Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:
• = b / pX,
• Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:
• FtH = 2000T1H/d1 = 200072,157/72,5 = 1990,538– окружная сила на делительном цилиндре, Н;
• bω = b2 = 50– рабочая ширина венца зубчатой передачи мм;
• d1 = 72,5– делительный диаметр шестерни мм,
• Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
• KH = KАKHKHβKH,
• где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
• KH = 1 (так как прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности;
• KHβ = 1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;
• KH – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:
• 11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете
• Допускаемые контактные напряжения σHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:
• σHР = ZRZZLZX,
• ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700
• Yβ = 1(т.к. β = 0)– коэффициент, учитывающий наклон зуба;
• KF = KAKFKFKF,
• где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);
• KF = 1,225– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице.
• KF = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий (по графику);
• KF = 1(т.к. прямозубая передача)– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
• 13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб
• Допускаемым напряжением FP определяются по формуле:
• FP = YNYδYRYX ,
• где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:
• Flimb =0FlimbYTYzYgYdYA ,
• где 0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,
• YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;
• Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1;
• Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется;
• Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;
• 13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:
• ,
• ак, как редуктор соосный, следовательно принимаем межосевое расстояние равное межосевому расстоянию тихоходной ступени (прямозубой передачи), тогда = 125 мм.
• 3. Рассчитываем значение модуля:
• По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:
• m = 2,5 мм.
• 4. Задаёмся углом наклона = 16° и определяем суммарное zC число зубьев шестерни z1 и колеса z2 :
• zC = (2aωсos)/m = 2∙125∙сos(13°)/2,5 = 97,43,
• Полученное значение округляем до целого числа: zC = 97.
• Тогда:
• z1 = zC/(1+u) = 97/(2,5+1) = 27,714,
• z2 = zС – z1 = 97 – 28 = 69.
• где zmin = 17 для передач без смещения.
• 5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:
• 7. Основные размеры шестерни и колеса:
• 7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:
• Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:
• da1 = d1 + 2m= 72,165 + 22,5 = 77,165,
• da2 = d2 + 2m = 177,835 + 22,5 = 182,835;
• Диаметры впадин, мм:
• df1=d1 – 2,5m = 72,165 – 2,52,5 = 66,915,
• df2=d2 – 2,5m = 177,835– 2,52,5 = 171,585;
• Основные диаметры, мм:
• db2 = d2∙cost = 177,8350,936 = 166,497,
• Проверим полученные диаметры по формуле:
• aω = (d1 + d2)/2 = (72,165 + 177,835)/2 = 125 мм,
• что совпадает с ранее найденным значением.
• Ширина колеса определяется по формуле:
• Полученное значение ширины колеса округляем до нормального линейного размера: b2 = 39 мм.
• 7.6 Ширина шестерни определяется по формуле, мм:
• Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 46 мм.
• Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:
• 11.1. Определение расчетного контактного напряжения.
• Контактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:
• σH = σH0 ≤ σHP,
• где KH – коэффициент нагрузки;
• σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1.
• Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:
• σH0 = ZEZHZ ,
• где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;
• ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:
• Коэффициент осевого перекрытия определяется по формуле:
• = b / pX = 39/32,305= 1,207,
• Z – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:
• FtH = 2000T1H/d1 = 200029,6/72,165 = 820,342– окружная сила на делительном цилиндре, Н;
• bω = b2 = 39– рабочая ширина венца зубчатой передачи, мм;
• d1 = 72,165– делительный диаметр шестерни, мм.
• Коэффициент нагрузки KH определяют по зависимости:
• KH = KАKHKHβKH,
• где KА = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку;
• KH = 1,13– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависит от окружной скорости и степени точности по нормам плавности (по графику);
• KHβ = 1,04– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зуба зависит от параметра bd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;
• KH – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку определяется по формуле:
• 11.2 Допускаемые контактные напряжения в проверочном расчете
• Допускаемые контактные напряжения σHР определяют раздельно для шестерни и колеса, МПа:
• σHР = ZRZZLZX,
• где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 25000– срок службы передачи, в часах.
• ZX1,2 = 1 – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса поскольку d1 < 700 и d2 < 700
• Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба определяется по формуле:
• ,
• KF = KAKFKFKF,
• где KA = 1– коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку (не учтенную в циклограмме нагружения);
• KF = 1,4– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возни­кающую в зацеплении до зоны резонанса определяется по таблице.
• KF = 1,07 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­грузки по длине контактных линий (по графику);
• KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями определяется в зависимости от значения εβ.
• так как εβ =1,245> 1, то KF определяется по следующей формуле:
• ,
• 13.2 Допускаемые напряжения в проверочном расчете на изгиб.
• Допускаемым напряжением FP определяются по формуле:
• FP = YNYδYRYX ,
• где Flimb – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа определяется по формуле:
• Flimb =0FlimbYTYzYgYdYA ,
• где 0Flimb – предел выносливости при отнулевом цикле изгиба,
• YT принимают YT1 = YT2 = 1, поскольку в технологии изготовления шестерни и колеса нет отступлений от примечаний к соответствующим табл. – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;
• Yz – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса для поковки Yz1 = 1 и Yz2 = 1;
• Yg – коэффициент, учитывающий влияние шлифования передней поверхности зуба Yg1 = Yg2 = 1, так как шлифование не используется;
• Yd – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, Yd1 = Yd2 = 1, так как отсутствует деформационное упрочнение;
• 13.3 Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
• Условие прочности вала имеет вид
• Выбор посадок.
• Сборка редуктора.