Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Узел редуктора электромеханического привода

Название: Узел редуктора электромеханического привода
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 22:13:09 17 марта 2011 Похожие работы
Просмотров: 624 Комментариев: 1 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра машиноведения и деталей машин

Курсовая работа

« 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.

Способрасчётная 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 = Pимпр , (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 = Pii , (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 пкh 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 + 0,5d * + с о ,

где с о = (3 … 5) мм,

значение d * принимается согласно эскизу выходного вала редуктора,

d а = d + 2m б = 2a б u б /(u б + 1) + 2m б , d – 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 = d + 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 + 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 Тd шТ , (2.5)

а быстроходной пары

b Б = ybd Бd 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 T = 4 u Б = 5
Момент T ш T шT =386 Нм T шБ =78.86 Нм
Коэффициент y bd y bd =0,703 y bd =0,642
Коэффициент К H b К H b =1,25 К H b =1,11
Окружная скорость u , м/с u =1.07 м/с u =3.85 м/с
Коэффициент К H v К H v =1.01 К H v =1,03
Коэффициент К H a К H a =1 К H a =1.02
cos b cos b=0,942 cos b=0,937
Число зубьев z ш z ш =20 z ш =22
Число зубьев z к z к =80 z к =90
Коэффициент e a ea =1,581 ea =1,591
КоэффициентZH b ZH b =0,749 ZH b =0,743
Расчётноезначениеs H sH =1036.6 МПа sH =609.1 МПа

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения и проверочный расчёт зубьев колёс

Значения предела контактной выносливости зубьев [s H lim ] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[s H lim ] ³s H [sH ], (2.10)

где[sH ] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности;

Примем [sH ] = 1,2 .

Тогда

[s H lim ]т ³1036.6∙1,2=1243.2 МПа,

[s H lim ]б ³609.1∙1,2=730.8 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем цементацию + закалку и низкий отпуск (23HRC), при твёрдости зубьев 55 HRC. В качестве материала возьмем сталь 20ХФ.

[s H lim ]т =1265 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем объёмную закалку (18HRC+150), при твёрдости зубьев 35 HRC. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

[s H lim ]б =780 МПа.


2.3 Проверочный расчёт зубчатых колёс по изгибной прочности

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев

sF = 2YFS YF b К F Т / (m d ш b ш ) £ [sF ], (2.11)

где Т момент, передаваемый данной шестерней.

YFS коэффициент формы зуба;

YF b коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

К F - коэффициент расчётной нагрузки

КF = КF b ∙КFv ; (2.12)

К F b - коэффициент концентрации нагрузки (см. рис.4 и табл.9);

К F v коэффициент динамической нагрузки;

Для тихоходной передачи примем К F v т =1,01, а для быстроходной К F v б =1,05;

К F b для учебного расчёта можно принять

КF b = 2(КН b -1)+1; (2.13)

КF b т =2∙(1,25-1)+1=1,5;

КF b б =2∙(1,11-1)+1=1,22.

Подставим значения в (2.12) и вычислим КF

КF т =1,5∙1,01=1,575;

КF б =1,22∙1,05=1,281.

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

z v = z ш / cos 3 b,(2.14)

где z v - эквивалентное число зубьев шестерни.

Для быстроходного вала

z v б ==26,74.

Для тихоходного вала

z v т ==23,92.

Для тихоходного вала примем YFS т =4 ;для быстроходного YFS б =3,9

YF b находится по формуле

YF b = КF a Yb / ea (2.15)

где e a - коэффициент торцового перекрытия.

К F a - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев;

Y b - коэффициент, учитывающий влияние наклона контактной линии;

ea = [1,88 – 3,22(1/zш + 1/zк )] cosb, (2.16)

ea т =[1,88 – 3,22 ∙ (1/20+ 1/80)] ∙0,942=1,581;

ea б =[1,88 – 3,22 ∙ (1/22+ 1/90)] ∙ 0,857=1,591.

Для учебного расчёта К F a примем

КF a = 3∙ (К H a -1)+1, (2.17)

КF a т = 3∙ (1-1)+1=1,

КF a б =3∙ (1,02-1)+1=1,06.

Рассчитаем Y b т =19, а βб =20)

Yb = 1 - b°/140 , (2.18)

Yb т = 1- 20/140=0,864;

Yb б =1-20/140=0,857.

Подставим найденные значения в формулу (2.15) и вычислим YF b для тихоходной и быстроходной передачи

YF b т =1∙0,864/1,581=0,546,

YF b б =1,06∙0,857/1,591=0,571.

Вычислим sF с помощью формулы (2.11)

sF т =2∙4∙0,546∙1,575∙386/(3∙0,064∙0,040)=369 МПа

sF б = 2∙3,9∙0,571∙1,281∙78,86/(2∙0,045∙0,030)=167 МПа

Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[sF ] = sF lim / [sF ], (2.19)

гдеs F lim - предел выносливости зубьев при изгибе;

[sF ] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе;

Примем [sF ] = 1,75

sF б =167 МПа

sF т =369 МПа

Условие sF ≤ [sF ] выполняется для быстроходной зубчатой передачи, при твёрдости зубьев HRC=55

s F lim б =750 МПа,

sF б = 167 МПа≤ [sF ]= s F lim б / [sF ]=750/1,75=428,6 МПа;

В качестве материала быстроходной зубчатой передачи возьмем ранее выбранную сталь 20ХФ.

Условие sF ≤ [sF ] выполняется для тихоходной зубчатой передачи, уже при твёрдости зубьев HB=210

s F lim т =378 МПа,

sF = 369 МПа≤ [sF ]= s F lim б / [sF ]=378/1,75=216МПа.

В качестве материала возьмем ранее выбранную сталь 40Х.


3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ

3.1 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

- расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

- расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

- расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

- тангенциальная (окружная) сила

Ft = T ш / d ш илиFt = 2∙T ш / d ш (3.1)

- осевая сила

F а = Ft tg b (3.2)

- радиальная силы

Fr = Ft tg a / cos b (3.3)

Ft ТП =1530*2/0,256= 11953,13 Н;

Fx ТП =11953,13∙0,3728= 4456,125 Н;

Fr ТП =11953,13*0,364/0,937= 4643,477 Н;


Таблица 15

Крутящий момент Т , Нм Делительный диаметр d , мм cos b

Окружная сила

Ft

Осевая

сила Fx , Н

Радиальная сила

Fr , Н

Шестерня Т П 1530 256 0,937 11953,13 4456,125 4643,477

Н

Рис. 2.2.Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости z 0 x

Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости z 0 x .

Из технического задания a =46мм, b =100мм,l =260мм.

Пользуясь рис. 2.2. произведём расчёт реакций ZA и ZB .

ZA = (- Fr · b + Fx · R2 )/(a+b) = (2.4)

= (-4643.477· 0,100+4456.125· 0,128)/0,146=726.276 Н

ZB = (- Fr · а - Fx · R 2 )/(а+ b ) = (2.5)

=(-4643.477·0,046-4456.125· 0,128)/0,146= -5369.75Н

Пользуясь уравнением ( 2.1), выполним проверку

ZA + ZB + Fr = 726-5369+4643=0

Аналогично составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости y 0 x .

Рис.2.3. Схема нагружения вала в вертикальной плоскости y 0 x

Пользуясь рис. 2.3. произведём расчёт реакцийYA и YB .

Из уравнения (2.2) следует, что суммы моментов сил около точек А и В равны нулю.

Y В =(Fm l +Ft · a )/(a+b) = (2.8)

=(11953.13·0,046+4841.2·0,260)/0,146= 12387.37Н

Y А = (-Fm ·(l-a-b )+ Ft ·b )/( а +b) =

=(-4841.2·0,114+11953.13·0,100)/0,146=4406.96 H

Выполним проверку, используя формулы ( 2.1)

Y A +YB Fm - Ft = 4406.96+12387.37-4841.2-11953.13=0 (2.9)


3.1 Проверочный расчёт конических подшипников опор

Проверочный расчёт конических подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности.

А. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид

С £ С п ,(3.12)

где С – расчётная динамическая грузоподъёмность, С п – паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника.

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости

С = Р [ L / ( a 1 a 2 )] 1/ p ,(3.13)

где Р эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L - ресурс, млн. оборотов вала; примем

L = 60 n пв Lh / 106 = 60∙80∙8000/106 = 38.4 млн. об., (3.14)

где n пв – частота вращения промежуточного вала в об/мин; Lh - ресурс редуктора в часах;

р показатель степени, р =10/3 для роликовых подшипников;

a 1 коэффициент надёжности:

Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициентa 1 ..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a 2 коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a 2 =0,6 .. 0,7 и для

и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a 2 = 1,1 ..1,3.

Примем a 1 =1 иa 2 =0,7.

Б. Эквивалентная динамическая нагрузка определяется

для А – опоры

P A = (X FrA +YFx А )K б K т , (3.15)

для В - опоры

P В = (X Fr В +YFx В )K б K т , (3.16)

где FrA иFr В радиальные силы, действующие на А - опору и В – опору; Fx А иFx В осевые силы, действующие на А - опору и В – опору;

X иY – коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K б – коэффициент безопасности, при спокойной нагрузкеK б =1, при умеренных толчках K б =1,3 ...1,5, при ударах K б =2,5 ...3;примем K б =1,3.

K т – температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем

K т =1 при рабочей температуре до 100°С.

Параметр осевой нагрузкие указан в каталоге подшипников, e = 0,68

SА = e ∙Fr А = 0,68∙0.83· = 2520.839 Н (3.17)

SВ = e ∙Fr В = 0,68*0.83* = 7620 Н(3.18)

Рис.3.4. Схема осевых сил, действующих на вал

Fx а = Fx + SA = 1960 + 425 = 2385 Н

S =SA + Fx -SB = (3.19)

= 2520.839 +4456.125 – 7620 = -643.086 < 0,

значит вал сместится в сторону левой опоры, следовательно

FxB = SВ = 7620 Н.

Определим силу Fx А из уравнения равновесия вала

Fx А =SB -Fx ; (3.20)

Fx А = 7620-4456 = 3164 Н.

Т.к. = 3164/4466.405= 0.7084 ≥ e = 0,68 , принимаемX = 0,41, Y = 0,87.

= 7620/13501.15= 0,564< e = 0,68 , принимаем X = 1, Y = 0.

Подставив найденные значения в формулы (3.15) и (3.16), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор A и B

PA = (0,41∙4466.405 + 0,87∙3164) ∙1,3∙1 = 5959 Н,

PB = (0 + 1∙13501.15) ∙1,3∙1 =17551.495 Н.

Подставив PB , так как для тихоходной больше нагрузки, то в формулу (3.13), определим расчётную динамическую грузоподъёмность С

C =17551.495∙()0,3 = 58.34 кН £ Сп = 80.2 кН

Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Заключение

1. Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А160S2

2. Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 20ХФ с твердостью зубьев 55 HRC и использовать цементацию + закалку и низкий отпуск в качестве термообработки. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 35 HRC и использовать объемную закалку.

3. На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 7308.

4. Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М14 для тихоходной и быстроходной передач.

5. Для соединения выходной вал – муфта необходимо использовать шпоночное соединение.


ЛИТЕРАТУРА

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 1998. 447 с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988. 418 с., ил.

4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 1976. В 5-ти т. Т.1.768 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 1998. 383 с., ил.

6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 1995. 75 с.

7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2003. 40

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:15:26 19 марта 2016

Работы, похожие на Курсовая работа: Узел редуктора электромеханического привода

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(151066)
Комментарии (1843)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru