(5 оценок, среднее: 4,80 из 5)
Загрузка...
Учебная работа. Разработка механического привода электродвигателя редуктора
Столичный муниципальный институт
путей сообщения (МИИТ)
Курсовой проект по дисциплине
Детали машин и базы конструирования
Разработка механического привода электродвигателя редуктора
Студент гр. ТДМ 311
Хряков К.С
2009 г.
Введение
Механический привод разрабатывается в согласовании со схемой, приведенной на рисунке 1.
1 — электродвигатель;
2 — муфта;
3 — редуктор;
4 — муфта;
5 — исполнительный механизм
Набросок 1 — Схема привода
Механический привод работает по последующей схеме: крутящий момент с электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотов и наращивает крутящий момент, который через муфту 4 передается на исполнительный механизм 5. Редуктор состоит из 2-ух ступеней. 1-ая ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а 2-ая — в виде прямозубой.
Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большенный момент на выходном валу редуктора. Привод может употребляться на электромеханических машинках и конвейерах.
Начальные данные для расчёта:
1. Синхронная частота вращения электродвигателя nсх= 3000 мин-1;
2. Частота вращения на входе nu= 150 мин-1;
3. Крутящий момент на входе Tu= 400 Нм;
4. Срок службы привода Lг= 6000 ч;
Переменный нрав нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.
Набросок 2 —гистограмма нагружения привода.
Относительная перегрузка: k1=1 ; k2=0,3 ; k3=0,1 .
Относительное время работы: l1=0,25 ; l2=0,25 ; l3=0,5 .
Нрав перегрузки: толчки.
1. Кинематический и силовой расчёты привода
1.1 Определяем КПД привода
зпр = зМ1 · зред · зМ2,
где зпр — КПД привода;
зМ1 — КПД упругой муфты;
зред — КПД редуктора;
зМ2 — КПД соединительной муфты.
Принимаем: зМ1 = 0,95;
зМ2 = 0,98;[1]
Определяем КПД редуктора:
где з1ст, з2ст — КПД первой и 2-ой ступени редуктора.
з1ст = з2ст = 0,98 [1]
зn — КПД пары подшипников; зn = 0,99 [1]
z = 3 — число пар подшипников.
зред = 0,993 · 0,98 · 0,98 = 0,93.
зпр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.
1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.
1.3 Выбор электродвигателя.
nсх = 3000 мин-1
Избираем электродвигатель 4А112М2 ГОСТ 19523-81 [2], мощность которого Рдв = 7,5 кВт
Величина скольжения
S = 2,5%
nдв =2925 мин-1 — частота вращения вала мотора.
1.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение редуктора
1.5 Производим разбивку передаточного дела по ступеням
Согласно советы книжки [1], принимаем
1.6 Вычисляем частоты вращения валов
· Быстроходный вал:
· Промежный вал:
· Тихоходный вал:
1.7 Вычисляем крутящие моменты на валах
· Быстроходный вал:
· Промежный вал:
· Тихоходный вал:
2. Расчёт зубчатых передач
2.1 Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора
2.1.1 Выбор материалов
Принимаем для производства среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация и улучшение, что дозволяет создавать чистовое нарезание зубьев с высочайшей точностью опосля термообработки.
Такие колеса отлично прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических отягощениях. Таковой тип колес более применим в критериях личного и мелкосерийного производства.
Шестерня — сталь 45, термообработка — улучшение;
(192…240) НВ,НВср=Н1=215 ;
Н1?Н2 + (10…15)НВ;[3]
Колесо — сталь 45, термообработка — нормализация;
(170…217)НВ,НВср=Н2=195.
2.2 Определяем базисное число циклов перемены напряжений
а) по контактным напряжениям:
NН0 = 30 · НВ2,4;
для шестерни N01 = ;
для колеса N02 = ;
б) по напряжениям извива:
NF0 = 4 · 106.
2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений
а) по контактным напряжениям:
б) по напряжениям извива:
где m — показатель степени кривой вялости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
Тогда,
;
2.4 Вычисляем коэффициент долговечности
а) по контактным напряжениям.
;
Для шестерни:
;
Потому что NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;
Для колеса:
;
Потому что NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.
б) по напряжениям извива.
Потому что NFE1 > 4•106 и NFE2 > 4•106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.
2.5 Вычисляем базисное
а) для контактных напряжений
Для термообработки улучшения
у0нlimb=2·HB+70 [2]
Для шестерни:
у0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
у0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.
б) для напряжений извива
Для термообработки улучшение и нормализация:
у0Flimb= 1,8 НВ;[2]
у0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;
у0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.
2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:
;
— коэффициент припаса.
При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]
МПа;
МПа;
— расчет ведем по меньшему значению.
2.7 Определяем допускаемые напряжения извива
где — коэффициент, зависящий от вероятности неотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]
— коэффициент, зависящий от метода производства заготовки, Для проката = 1,15[2]
МПа;
МПа.
2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.
2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба
;
За ранее принимаем КНв = 1,2[2]
Шba-ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубой передачи Шba= 0,25 и Ка = 49,5 [2]
мм;
Принимаем наиблежайшее обычное
2.8.2 Определяем модуль зацепления:
mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·250=2,5…5 мм
принимаем mn=2,5 мм [2]
2.8.3 Определяем главные характеристики зубчатых колес:
а) суммарное число зубьев:
Z?=
Z1= Z?/(u+1)=200/(3,89+1)=40;
Z2= Z? — Z1 =200 — 40 = 160;
б) поперечникы делительных окружностей
d = mn · z;
d1 = 2,5 · 40 = 100 мм;
d2 = 2,5 · 160 = 400 мм;
Проверка: аW = (d1 + d2)/2;
250 = (100 + 400)/2;
250 = 250.
в) поперечникы окружностей вершин:
da1 = d1 + 2·mn = 100 + 2·2,5 = 105 мм;
da2 = d2 + 2·mn = 400 + 2·2,5 = 405 мм;
г) поперечникы окружностей впадин:
df1 = d1 — 2,5·mn = 100 — 2,5·2,5 = 93,75 мм;
df2 = d2 — 2,5·mn = 400 — 2,5·2,5 = 393,75 мм;
д) ширина колеса и шестерни:
b2 = Шba · aW = 0,25 · 250 = 62 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;
Принимаем b1 = 66 мм.
2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.
2.9.1 Уточняем коэффициент перегрузки:
Для дела Шbd = b2/d1 = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНв = 1,06[2]
2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:
м/с;
Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]
2.9.3 Определяем коэффициент перегрузки:
KH=KHв·KHб·KHV = 1,06·1·1,05 = 1,11 ;
где KHб- коэффициент неравномерности перегрузки меж зубьями;
KHб=1; [2]
KHV- коэффициент динамической перегрузки,
KHV=1,05 [2]
2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения
МПа ;
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
МПа
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Шbd = b2/d1 = 45/100 = 0,45 .
2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям извива
Уточняем коэффициент перегрузки:
КF = КFв · КFх = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;
Принимаем:
КFв = 1,08[2]
КFх = 1,45[2]
YF — коэффициент, учитывающий форму зуба;
YF1 = 3,7[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряжения извива:
;
МПа < [у] F1 ;
МПа < [у] F2 ;
2.9.6 Исполняем проверочный расчет на статическую крепкость от деяния перегрузок.
;
Определяем коэффициент перегрузки:
;
Находим контактное напряжение:
уHmax = уH · = 387 · = 585 МПа ;
Находим изгибные напряжения:
уFmax1= уF1· Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;
уFmax2= уF2· Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа .
Для термообработки улучшение и нормализация:
[у]Hmax = 2,8 · уТ[3]
[у]Fmax = 0,8 · уТ
где уТ — предел текучести материала.
Для колеса уТ = 340 МПа ;
[у]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > уHmax ;
[у]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > уF2max ;
Условие статической прочности производится.
3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора
3.1 Выбор материалов
Принимаем для производства зубчатых колес быстроходной ступени редуктора этот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Таковой выбор уменьшает номенклатуру материалов.
Шестерня — сталь 45, термообработка — улучшение;
(192…240) НВ,НВср=Н1=215 ;
Н1?Н2 + (10…15)НВ;[3]
Колесо — сталь 45, термообработка — нормализация;
(170…217)НВ,НВср=Н2=195.
3.2 Определяем базисное число циклов перемены напряжений.
а) по контактным напряжениям:
NН0 = 30 · НВ2,4;
для шестерни N01 = ;
для колеса N02 = ;
б) по напряжениям извива:
NF0 = 4 · 106.
3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.
а) по контактным напряжениям:
б) по напряжениям извива:
где m — показатель степени кривой вялости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
Тогда,
;
3.4 Вычисляем коэффициент долговечности
а) по контактным напряжениям.
;
Для шестерни:
;
Потому что NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;
Для колеса:
;
Потому что NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.
б) по напряжениям извива.
Потому что NFE1 > 4•106 и NFE2 > 4•106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.
3.5 Вычисляем базисное
а) для контактных напряжений
Для термообработки улучшения
у0нlimb=2·HB+70 [2]
Для шестерни:
у0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
у0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.
б) для напряжений извива
Для термообработки улучшение и нормализация:
у0Flimb= 1,8 НВ;[2]
у0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;
у0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.
3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:
;
— коэффициент припаса.
При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]
МПа;
МПа;
Для шевронных передач, согласно советы книжки [2]
МПа ;
[2]
МПа > 393 МПа ;
Потому что , то принимаем МПа .
3.7 Определяем допускаемые напряжения извива:
где — коэффициент, зависящий от вероятности неотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]
— коэффициент, зависящий от метода производства заготовки, Для проката = 1,15[2]
МПа;
МПа.
3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.
3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.
;
За ранее принимаем КНв = 1,1[2]
Шba-ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубой передачи Шba= 0,4 и Ка = 43 [2]
мм;
Принимаем наиблежайшее обычное
3.8.2 Определяем модуль зацепления:
mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм
принимаем mn=2 мм [2]
3.8.3 Определяем главные характеристики зубчатых колес:
а) назначаем угол наклона зубьев
в = 30є[2]
б) определяем
мм ;
в) суммарное число зубьев:
Z?=
г) уточняем
мм ;
вє = 30,23066є
д) число зубьев шестерни:
Z1= Z?/(u+1)=108/(5,01+1)=18;
число зубьев колеса:
Z2= Z? — Z1 =108 — 18 = 90;
Проверка: аW = (Z1 + Z2) · mt /2 ;
125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;
125 =125 ;
е) поперечникы делительных окружностей
d = mt · z;
d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;
d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;
ж) поперечникы окружностей вершин:
da1 = d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;
da2 = d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;
з) поперечникы окружностей впадин:
df1 = d1 — 2,5·mn = 41,666 — 2,5·2 = 36,666 мм;
df2 = d2 — 2,5·mn = 208,332 — 2,5·2 = 203,332 мм;
и) ширина колеса и шестерни:
b2 = Шba · aW = 0,4 · 125 = 50 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;
Принимаем b1 = 55 мм.
3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.
3.9.1 Уточняем коэффициент перегрузки:
Для дела Шbd = b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНв = 1,15[2]
3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:
м/с;
Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]
3.9.3 Определяем коэффициент перегрузки:
KH=KHв·KHб·KHV = 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ;
где KHб- коэффициент неравномерности перегрузки меж зубьями;
KHб=1,13 [2]
KHV- коэффициент динамической перегрузки,
KHV=1,01 [2]
3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения
МПа ;
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
МПа
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Шbd = b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .
3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям извива
Уточняем коэффициент перегрузки:
КF = КFв · КFх = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;
Принимаем:
КFв = 1,26[2]
КFх = 1,3 [2]
Вычисляем коэффициент торцового перекрытия еб :
Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления
Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной полосы:
;
Определяем эквивалентное число зубьев:
;
;
YF — коэффициент, учитывающий форму зуба;
YF1 = 3,85[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряжения извива:
;
МПа < [у] F1 ;
МПа < [у] F2 ;
3.9.6 Исполняем проверочный расчет на статическую крепкость от деяния перегрузок
;
Определяем коэффициент перегрузки:
;
Находим контактное напряжение:
уHmax = уH · = 386 · = 583 МПа ;
Находим изгибные напряжения:
уFmax1= уF1· Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;
уFmax2= уF2· Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .
Для термообработки улучшение и нормализация:
[у]Hmax = 2,8 · уТ[3]
[у]Fmax = 0,8 · уТ
где уТ — предел текучести материала.
Для колеса уТ = 340 МПа ;
[у]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > уHmax ;
[у]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > уF2max ;
Условие статической прочности производится
]]>