реферат, рефераты скачать Информационно-образоательный портал
Рефераты, курсовые, дипломы, научные работы,
реферат, рефераты скачать
реферат, рефераты скачать
МЕНЮ|
реферат, рефераты скачать
поиск
Разработка механического привода электродвигателя редуктора

Разработка механического привода электродвигателя редуктора

Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)













Курсовой проект по дисциплине

Детали машин и основы конструирования

Разработка механического привода электродвигателя редуктора






Студент гр. ТДМ 311

Хряков К.С





2009 г.


Введение


Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.


1 – электродвигатель;

2 – муфта;

3 – редуктор;

4 – муфта;

5 – исполнительный механизм

Рисунок 1 – Схема привода


Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту 4 передается на исполнительный механизм 5. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а вторая – в виде прямозубой.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора. Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.

Исходные данные для расчёта:

1.                 Синхронная частота вращения электродвигателя nсх= 3000 мин-1;

2.                 Частота вращения на входе nu= 150 мин-1;

3.                 Вращающий момент на входе Tu= 400 Нм;

4.                 Срок службы привода Lг= 6000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.


Рисунок 2 –Гистограмма нагружения привода.

Относительная нагрузка: k1=1 ; k2=0,3 ; k3=0,1 .

Относительное время работы: l1=0,25 ; l2=0,25 ; l3=0,5 .

Характер нагрузки: толчки.


1. Кинематический и силовой расчёты привода


1.1 Определяем КПД привода


ηпр = ηМ1 · ηред · ηМ2,


где ηпр – КПД привода;

ηМ1 – КПД упругой муфты;

ηред – КПД редуктора;

ηМ2 – КПД соединительной муфты.


Принимаем: ηМ1 = 0,95;


ηМ2 = 0,98;[1]


Определяем КПД редуктора:



где η1ст, η2ст – КПД первой и второй ступени редуктора.

η1ст = η2ст = 0,98 [1]

ηn – КПД пары подшипников; ηn = 0,99 [1]

z = 3 – число пар подшипников.

ηред = 0,993 · 0,98 · 0,98 = 0,93.

ηпр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.


1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.



1.3 Выбор электродвигателя.


nсх = 3000 мин-1


Выбираем электродвигатель 4А112М2 ГОСТ 19523-81 [2], мощность которого Рдв = 7,5 кВт

Величина скольжения


S = 2,5%

nдв =2925 мин-1 – частота вращения вала двигателя.


1.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение редуктора



1.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням



Согласно рекомендации книги [1], принимаем



1.6 Вычисляем частоты вращения валов


·                   Быстроходный вал:



·                   Промежуточный вал:



·                   Тихоходный вал:



1.7 Вычисляем вращающие моменты на валах


·                   Быстроходный вал:



·                   Промежуточный вал:



·                   Тихоходный вал:



2. Расчёт зубчатых передач


2.1 Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора


2.1.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация и улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального 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 базовое число циклов перемены напряжений


а) по контактным напряжениям:


NН0 = 30 · НВ2,4;


для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;

б) по напряжениям изгиба:


NF0 = 4 · 106.


2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений


а) по контактным напряжениям:



б) по напряжениям изгиба:



где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.


Тогда,


;


2.4 Вычисляем коэффициент долговечности


а) по контактным напряжениям.


;


Для шестерни:


;


Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:


;


Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.


2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости


а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения


σ0нlimb=2·HB+70 [2]


Для шестерни:


σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.


Для колеса:


σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.


б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:


σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.


2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:


;

- коэффициент запаса.


При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]


 МПа;

 МПа;

 - расчет ведем по наименьшему значению.


2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба


 


где  - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем  = 1,75  [2]

 - коэффициент, зависящий от способа изготовления 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


;


Предварительно принимаем КНβ = 1,2[2]

Ψba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,25 и Ка = 49,5 [2]

мм;


Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=250 мм [2]


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 основные параметры зубчатых колес:

а) суммарное число зубьев:


Z∑=

Z1= Z∑/(u+1)=200/(3,89+1)=40;

Z2= Z∑ – Z1 =200 – 40 = 160;


б) диаметры 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) диаметры окружностей вершин:


da1 = d1 + 2·mn = 100 + 2·2,5 = 105 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 400 + 2·2,5 = 405 мм;


г) диаметры 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 = Ψba · 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 нагрузки:

Для отношения Ψbd = b2/d1 = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 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 нагрузки:


KH=KHβ·KHα·KHV = 1,06·1·1,05 = 1,11 ;


где KHα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

KHα=1; [2]

KHV- коэффициент динамической нагрузки,

KHV=1,05 [2]


2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения


МПа ;

 


Принимаем b2 = 45 мм, тогда


МПа


Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd = b2/d1 = 45/100 = 0,45 .


2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:


КF = КFβ · КFυ = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;

Принимаем:


КFβ = 1,08[2]

КFυ = 1,45[2]


YF – коэффициент, учитывающий форму зуба;


YF1 = 3,7[2]

YF2 = 3,6[2]


Вычисляем напряжения изгиба:


 ;

МПа < [σ] F1 ;

 МПа < [σ] F2 ;


2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.


 ;


Определяем коэффициент перегрузки:


;


Находим контактное напряжение:


σHmax = σH · = 387 · = 585 МПа ;


Находим изгибные напряжения:


σFmax1= σF1· Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

σFmax2= σF2· Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа .


Для термообработки улучшение и нормализация:


[σ]Hmax = 2,8 · σТ[3]

[σ]Fmax = 0,8 · σТ


где σТ – предел текучести материала.

Для колеса σТ = 340 МПа ;


[σ]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax ;

[σ]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max ;


Условие статической прочности выполняется.


3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора


3.1 Выбор материалов


Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой 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 базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:


NН0 = 30 · НВ2,4;

для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;


б) по напряжениям изгиба:


NF0 = 4 · 106.


3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:



б) по напряжениям изгиба:



где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,


;


3.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.


;


Для шестерни:


;

Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:


;


Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4∙106 и NFE2 > 4∙106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.


3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:


а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения


σ0нlimb=2·HB+70 [2]


Для шестерни:


σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.


Для колеса:


σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.


б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:


σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.


3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:


;

- коэффициент запаса.


При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]


 МПа;

 МПа;


Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]


 МПа ;

[2]

 МПа > 393 МПа ;

Так как , то принимаем МПа .


3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:


 


где  - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем  = 1,75  [2]

 - коэффициент, зависящий от способа изготовления 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.


;


Предварительно принимаем КНβ = 1,1[2]

Ψba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψba= 0,4 и Ка = 43 [2]


мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=125 мм [2]


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 основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев


β = 30º[2]


б) определяем значение торцевого модуля


 мм ;


в) суммарное число зубьев:


Z∑=


г) уточняем значение mt и β:


мм ;

βº = 30,23066º


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) диаметры делительных окружностей


d = mt · z;

d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;

d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;


ж) диаметры 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) диаметры 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 = Ψba · 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 нагрузки:

Для отношения Ψbd = b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНβ = 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 нагрузки:


KH=KHβ·KHα·KHV = 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ;


где KHα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

KHα=1,13 [2]

KHV- коэффициент динамической нагрузки,

KHV=1,01 [2]


3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения


МПа ;

 


Принимаем b2 = 45 мм, тогда


МПа


Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd = b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .


3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:


КF = КFβ · КFυ = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;


Принимаем:


КFβ = 1,26[2]

КFυ = 1,3 [2]


Вычисляем коэффициент торцового перекрытия εα :



Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления


Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии:


 ;


Определяем эквивалентное число зубьев:


;

;


YF – коэффициент, учитывающий форму зуба;

YF1 = 3,85[2]

YF2 = 3,6[2]


Вычисляем напряжения изгиба:


 ;

МПа < [σ] F1 ;

 МПа < [σ] F2 ;


3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок

 ;


Определяем коэффициент перегрузки:


;


Находим контактное напряжение:


σHmax = σH · = 386 · = 583 МПа ;


Находим изгибные напряжения:


σFmax1= σF1· Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;

σFmax2= σF2· Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .


Для термообработки улучшение и нормализация:


[σ]Hmax = 2,8 · σТ[3]

[σ]Fmax = 0,8 · σТ


где σТ – предел текучести материала.

Для колеса σТ = 340 МПа ;


[σ]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > σHmax ;

[σ]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > σF2max ;


Условие статической прочности выполняется




© 2003-2013
Рефераты бесплатно, рефераты литература, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты медицина, рефераты на тему, сочинения, реферат бесплатно, рефераты авиация, курсовые, рефераты биология, большая бибилиотека рефератов, дипломы, научные работы, рефераты право, рефераты, рефераты скачать, рефераты психология, рефераты математика, рефераты кулинария, рефераты логистика, рефераты анатомия, рефераты маркетинг, рефераты релиния, рефераты социология, рефераты менеджемент.