Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение Высшего Профессионального Образования
САМАРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
КУРСОВАЯ РАБОТА
“Проектирование электромеханического привода с цилиндрическим редуктором”
Вариант №
Выполнил студент :
Руководитель:
Самара 20 г.
Содержание
Введение 3
1. Кинематический и силовой расчет привода 4
2. Расчет потребной мощности и выбор электродвигателя 5
4. Расчет цилиндрической передачи 8
5. Ориентировочный расчет валов и предварительный подбор
подшипников 10
6. Конструктивные размеры шестерни и колеса 11
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора 12
8. Расчет выходного вала на усталостную прочность 13
8.1. Определение опорных реакций 13
8.2. Определение изгибающих моментов 13
9. Расчет подшипников на долговечность 17
10. Расчет шпоночных соединений 18
11. Выбор сорта смазки 19
12. Сборка редуктора 18
Приложение 19
Техническое задание на курсовой проект
|
№ вар. |
n двиг., об/мин |
n вых., об/мин |
Твых., Н м |
Тип пе-редачи |
Срок службы |
Кгод / Ксут |
Расположение валов |
|
ЦР |
Кинематическая схема привода
1. Кинематический и силовой расчет
Общее передаточное отношение редуктора определяется по зависимости
принимаем , тогда
принимаем Z2 =
Фактическое передаточное отношение - Z2 / Z1 =
Определим вращающие моменты на валах редуктора:
- на выходном
- на входном
2. Расчет потребной мощности и выбор
электродвигателя
По заданной частоте вращения и расчетной мощности выбираем двигатель 4А ,
Габаритные размеры выбранного двигателя:
3. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Зубчатые колеса цилиндрических передач изготавливают из стали и подвергают термическому упрочнению. Марку стали выбирают в зависимости от назначаемой твердости НВ.
Принимаем Сталь , термообработка - твердость - НВ .
где - предел контактной и изгибной выносливости, МПа;
= 2 HB + 70 = 2 ∙ + 70 = МПа
= 1,8 HB = 1,8 ∙ = МПа
SH, SF - коэффициенты запаса контактной и изгибной выносливости;
SH = 1,1
SF =1,75
KHL, KFL - коэффициент долговечности.
где NHO, NFO – базовое число циклов
4 ∙ 106 циклов
- фактическое число циклов нагружения ведущей шестерни за весь период эксплуатации
суммарное время работы передачи в час.
= 365 ∙24∙ L Kгод Ксут = 365∙ 24 ∙ = час.
N = 60 ∙ = цикл
NFO= 4 ∙106 цикл
KHL= = ; KHL = 1
KFL = = ; KFL = 1
H= = МПа
F=
4. Расчет цилиндрической передачи.
Диаметр делительной окружности шестерни:
d1=, мм
d1 = = мм
Расчетный модуль зацепления:
Принимаем стандартное значение модуля m = мм
Межосевое расстояние:
Диаметры делительных окружностей шестерни и колеса:
Диаметры вершин:
Диаметры впадин:
Расчетная ширина зацепления
Проверим выполнение условий контактной и изгибной выносливости:
YF – коэффициент формы зуба
Силы в зацеплении.
Окружная
Радиальная сила
5. Ориентировочный расчет валов и предварительный
подбор подшипников
Предварительный расчет проведем по пониженным допускаемым напряжениям
Ведущий вал
Диаметр выходного конца
Так как редуктор соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1.
Принимаем dв1= d дв = мм.
Диаметр вала под уплотнение dу1= dв1 + 4÷5 мм =
Диаметр вала под подшипники dп1= dу1 + 2÷3 мм =
d x D x B =
Принимаем dВ2 ≥ dв1; dВ2= мм; dy2 = dВ2 +4÷5 мм= ;
dп2 = dy2 +2÷3 мм=
Подшипники № d x D x B =
Динамическая грузоподъемность - С = кН.
Диаметр вала под колесо:
Dк2 = dп2 +2÷3 мм =
6. Конструктивные размеры шестерни и колеса.
Шестерня выполняется за одно целое с валом, ее размеры:
d1 = мм; dа1 = мм; b1 = мм
d2 = мм; da2 = мм; b2 = мм
dст =1,5 dк = 1,5∙ = мм
lст = (0,8 ÷ 1,5)dк = (0,8 ÷ 1,5) ∙ = мм
Принимаем lст = мм
0 = (2,5 ÷ 4)m = (2,5 ÷ 4) ∙ =
Принимаем 0 = мм.
С = 0,3 b2 = 0,3 ∙ = мм
Принимаем С = мм.
7. Конструтивные размеры корпуса редуктора.
Толщина стенок корпуса и крышки
0,025 ∙ + 1 = мм
Принимаем ≥ 8 мм.
b = 1,5 ∙ =1,5∙ = мм
Диаметры болтов:
- фундаментных
d1 = 0,03 a + 10 = 0,03∙ + 1102 = мм
принимаем болты с резьбой М ;
- соединяющих крышку и корпус у подшипников
d2 = 0,7 d1 = 0,7 ∙ = мм
принимаем болты с резьбой М ;
- соединяющих крышку с корпусом
d3 = 0,5 d1 = 0,5 ∙ = мм
принимаем болты с резьбой М .
8.Расчет выходного вала на усталостную прочность
Определение опорных реакций.
Из предыдущих расчетов: Ft = Н, Fr = Н.
Из компоновки: l1 = l2 = мм
Вертикальная плоскость уАх:
Горизонтальная плоскость zAx:
Суммарные реакции
Определение изгибающих моментов.
Вертикальная плоскость уАх:
Mz1 = Mz2 = RAy X1
X1 = 0; MZ = 0,
X1 = l1, MZ = RAy l1 = Н ∙ мм
Горизонтальная плоскость zAx:
MY1 = MY2 = X1 0 < X1 < l1
X1 = 0; MY = 0
X1 = l; MY = l = Н ∙ мм
Суммарный изгибающий момент
Коэффициент запаса прочности
- коэффициенты запаса прочности по нормальным и
касательным напряжениям.
;
-1; -1 – предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, кручения
-1 = 0,43 В=0,43 ∙ 570 = 245 МПа
-1 =0,58 -1=0,58 ∙ 245 = 142 Мпа
(материал вала – сталь 45, предел прочности - В = 570 Мпа)
К, К - эффективные коэффициенты концентрации
К=13 ∙ 10-4 b + 0,9= 13 ∙ 10-4 ∙ 570 + 0,9=1,64
К=14,3 ∙10-4 b + 0,6= 14,3 ∙ 10-4 ∙ 570 + 0,6 = 1,42
Коэффициенты, учитывающие масштабный фактор:
=0,94 - 2,4 ∙10-3 d = 0,94 - 2,4 ∙ 10-3 ∙ =
=0,82 - 2,14 ∙10-3 d = 0,82 - 2,14∙ 10-3 ∙ =
=0,9……0,97
=0,2; =0,1
а, m – амплитуда напряжений при симметричном цикле изгиба и
кручения.
;
Wu, Wp – моменты сопротивления изгибу и кручению
n = > 2,5
Условие усталостной прочности в сечении вала под колесом выполняется
9. Расчет долговечности подшипников.
Долговечность радиальных шарикоподшипников
С – динамическая грузоподъемность; С = кн.
F – приведенная радиальная нагрузка
F = V∙R∙Кб∙Кт
Где V-коэффициент вращения, V = 1;
К – коэффициент безопасности, К =1,4;
Кт – температурный коэффициент, Кт=1 при t <125
R – радиальная нагрузка
F = Н
Долговечность подшипников удовлетворяет условиям прочности, так как Lh > t = час.
10. Расчет шпоночных соединений.
Шпонки призматические со скругленными торцами. Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение снятия и условие прочности
Ведущий вал
D = мм; Т = Н м
Шпонка b x h x l = t1= мм
Ведомый вал
D = мм; Т = Н м
Шпонка b x h x l = t1 = мм
D = мм;
Шпонка b x h x l =
Все шпоночные соединения удовлетворяют условию прочности.
11. Выбор сорта масла.
Смазка зубчатого колеса зацепления производится окунанием шестерни в масло, заливаемое внутри корпуса на высоту зуба.
Вязкость масла устанавливается в зависимости от окружной скорости и контактного напряжения.
При [G]H = Мпа и данной скорости кинематическая вязкость рекомендуется 50 = м2/с.
По данной вязкости принимаем индустриальное масло марки Подшипники смазываются разбрызгиванием жидкого масла.
12. Сборка редуктора.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
- на ведущий вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 С;
- на ведомый вал напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, надевают расходную втулку, устанавливают подшипники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты. Ставят каретки подшипников с комплектом прокладок, проверяют легкость проворачивания валов и закрепляют крышки винтами.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия и маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде.