- •Курсовой проект
- •Содержание:
- •Выбор электродвигателя. Кинематический расчет.
- •Кинематические параметры передачи
- •Двигатель
- •2. Расчет зубчатых передач редуктора
- •3. Предварительный расчет валов редуктора
- •Конструктивная схема
- •4. Уточненный расчет валов
- •5. Проверка долговечности подшипников
- •6. Выбор размеров сечения и длины шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
- •7. Конструктивные размеры
- •8.Выбор сорта масла и системы смазки зацеплений и подшипников
- •Рекомендуемые значения вязкости масел для смазывания зубчатых передач при 50°с
- •Масла, применяемые для смазывания зубчатых передач
- •Список литературы:
Федеральное агентство по образованию
Костромской государственный технологический университет
Кафедра теоретической механики и сопротивления материалов
Курсовой проект
По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»
На тему: «Разработка электромеханического привода»
Руководитель исполнитель,
Проекта студентка
Шутова. А .Г. Матис Е.О.
10-076-ЗШ
(Подпись, дата) (подпись, дата)
_______________ ______________
г. Кострома 2013 г.
Содержание:
2. Расчет зубчатых передач редуктора 6
3. Предварительный расчет валов редуктора 12
4. Уточненный расчет валов 14
5. Проверка долговечности подшипников 15
6. Выбор размеров сечения и длины шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений. 17
7. Конструктивные размеры 18
8.Выбор сорта масла и системы смазки зацеплений и подшипников 20
Список литературы: 22
Выбор электродвигателя. Кинематический расчет.
Общий КПД.
(1)
Где: – кпд муфты,=0,98;
- кпд редуктора, =0,97;
- кпд зубчатой открытой передачи, 0,92;
- кпд опор качения, 0,99.
Мощность, потребляемая электродвигателем.
(2)
Где: - мощность на ведомом валу, 3.3 кВт;
ŋ – общий КПД, ŋ=0,84;
(3)
Подбор электродвигателя.
3,889 кВт;
Выбираем электродвигатель асинхронный, серии 4А, закрытый обдуваемый (по ГОСТ 19523 – 81).
Получаем электродвигатель 4А 112МВ6У3.
Характеристики - .
Общее передаточное число
(4)
где
(5)
где D - диамметр приводного барабана,м. По условию D=250 мм, =0.25 м
(6)
Кинематические параметры передачи
вал |
Р кВт |
Т н*м | ||
Двигатель |
950 |
99,433 |
3,899 |
39,1 |
1 |
950 |
99,433 |
3,733 |
37,95 |
2 |
237,5 |
24,858 |
3,623 |
145,75 |
3 |
76,433 |
8 |
3,3 |
412,5 |
Где: n – частота вращения
–угловая скорость вращения, рад/с;
Р – мощность, кВт;
Т – момент на валу, Н*мм.
Двигатель
1 вал
2 вал
3.вал
2. Расчет зубчатых передач редуктора
Выбор материала колес
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни и колеса сталь 40Х (поковка) термическая обработка – улучшение: для колеса – улучшение 230...260 НВ, механические характеристики Ϭв= 850 МПа , Ϭт= 550 МПа. Принимаем 245 НВ; для шестерни - улучшение 260...280 НВ, механические характеристики Ϭв= 950 МПа , Ϭт= 700 МПа. Принимаем 270 НВ.
Допускаемые контактные напряжения
Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов
коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ; коэффициент безопасности
По таблице «предел контактной выносливости при базовом числе циклов» для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
Тогда получаем
Допускаемые напряжения изгиба
где
- предел выносливости материала зубьев по напряжениям изгиба, МПа
коэффициент безопастности
редуктор нереверсивынй, 1.
Коэффициент долговечности для длительно работающих передач принимаем равным единице.
Для колеса 1,8*245=441 МПа
Для шестерни 1,8*270=486 МПа
Подставим величины:
Для колеса []2=(441/1.75)*1*1=252МПа
Для шестерни []1=(486/1.75)*1*1=277,7МПа
Расчет межосевого расстояния передач
(9)
Где: - межосевое расстояние, мм;
–, коэффициент
- коэффициент ширины зубчатого венца,
–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,,04
- крутящий момент, Н*мм;
u – Общее передаточное число, u=4
–допускаемое контактное напряжение, МПа.
Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по ГОСТ 2185 – 66 (в мм): .
Геометрические параметры передач
2.3.1 модуль зацепления
(10)
Где m – модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, =112 мм.
Выравниваем модуль по ГОСТ 9563 – 60 (в мм): m=2 мм
2.3.2 Суммарное число зубьев.
(11)
Число зубьев на шестерни;
Число зубьев на колесо;
Проверка: отклонение в допустимых пределах, так как Δu=2.27% <3%
Геометрические размеры зубчатых колёс.
2.4.1 Делительный диаметр
2.4.2 Диаметр вершин зубьев
40 мм
176 мм
2.4.3 Диаметр впадин зубьев
мм
мм
2.4.4 Ширина колес
мм
2.4.5 Диметр выступов
da1=di+2m=44+2*2=48 мм
da2=di+2m=180+2*2=184 мм
Контактное напряжение
Степень точности колес
(12)
Где,– окружная скорость колес, м/с;
- угловая скорость шестерни, 99,433рад/с;
- диаметр делительной окружности шестерни, =44 мм.
(13)
Где: - контактное напряжение, МПа
- межосевое расстояние, мм
- вращающий момент на входном валу редуктора, Н*мм;
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца;
- ширина колес, =45мм
- допускаемое контактное напряжение, =509,1 МПа
Расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба;
(14)
Где,
- окружная сила,
- коэффициент нагрузки,
–коэффициент, учитывающий форму зуба,
- ширина венца колеса, b=45 мм;
–модуль зацепления, m=2 мм;