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
PAGE 7
Федеральное агентство по образованию
Самарский государственный технический университет
Кафедра
Механика
КУРСОВАЯ РАБОТА
Проектирование электромеханического привода с
коническим редуктором
Вариант № 00
Выполнил: студент II-ФДО-441 гр.
И.И. Иванов
Руководитель: П.П. Петров
Самара 2008г.
Техническое задание № 00
Частота вращения вала двигателя
nдв = 1500 об/мин
Частота вращения выходного вала
nвых = 500 об/мин
Вращающий момент на выходном валу
Твых = 40 Н/м
Срок службы редуктора
L=8
Тип редуктора: конический (схема 2)
Коэффициенты нагрузки:
Kгод = 0,5 Kсут = 0,2
Введение
Электромеханический привод состоит из двигателя с редуктором, соединенных между собой муфтой. Привод в виде единой установки размещается на литой плите или сварной рамке.
Редуктор – это механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором размещены зубчатые или червячные передачи, закрепленные на валах. Передача движения от колес к валам и наоборот производится с помощью шпонок. Валы опираются на шпонки качения, размещенные в гнездах корпуса. Подшипники удерживаются от осевого смещения крышками, которые с двух сторон привертываются винтами к корпусу редуктора.
Для уменьшения потерь на трение детали передач смазываются маслом. Уровень масла контролируется маслоуказателем. Масло заливается через смотровое окно. Это окно закрывается крышкой с пробкой-отдушиной, через которую из редуктора улетучиваются пары разогретого масла. Загрязненное масло удаляется через сливное отверстие, закрываемое резьбовой пробкой. Для предотвращения выбросов масла из редуктора на входном и выходном валах устанавливаются уплотнения в виде резиновых манжет.
Все детали редуктора разделяются на оригинальные и стандартные. Оригинальные – это детали передач (шестерни, колеса, червяк), валы корпуса редуктора. Размеры валов и колес находят из проектных и проверочных расчетов. Размеры элементов корпуса принимают в основном конструктивно. Стандартные изделия (шпонки, подшипники, муфты) подбирают по размерам валов и для них выполняют только проверочные расчеты. Остальные детали (крышка, маслоуказатель, пробки, уплотнения и т.д.) не воспринимают нагрузку и их размеры назначают конструктивно.
Мощность на выходном валу редуктора
Рвых===2,1 кВт
Расчетная мощность двигателя
Р'дв===2,14 кВт,
где η = 0,98 – КПД конического редуктора.
По каталогу выбираем двигатель типа 90L с Рдв=2,2 кВт, диаметр вала двигателя dдв = 24 мм.
Передаточное отношение редуктора
u===3
Частоты вращения валов
n1=nдв=1500 об/мин
n2=nвых=500 об/мин
Момент на выходном валу
Т1===13,6 Н∙м
Суммарное время работы редуктора
tΣ=L∙365∙ Kгод∙24∙Kсут=8∙365∙0,5∙24∙0,2=7008 час
Расчетная твердость стали
НВ'=7000 =7000 =219,56
По величине НВ' выбираем сталь 45, термообработанную на твердость
НВ = 215.
Предел кратной выносливости
σНО=2∙НВ+70=2∙215+70=500 МПа
Базовое число циклов
NНО=30∙НВ2,4=30∙2152,4=1,2∙107
Число циклов нагружения зуба шестерни
N1=60∙tΣ∙n1=60∙7008∙1500=6,3∙109
Коэффициент долговечности
KНL===0,35
Принимает KНL=1
Допускаемые контактные напряжения
[σ]Н=∙КHL=∙1=454,55 МПа
где SH=1,1 – коэффициент безопасности
Предел изгибной выносливости
σFO=1,8∙НВ=1,8∙215=378 МПа
Базовое число циклов: NFO = 4∙106
Коэффициент долговечности
KFL===0,29
Принимаем KFL = 1
Допускаемые напряжения изгиба
[σ]F=∙ КFL=∙1=221МПа
где SF = 1,75 – коэффициент безопасности
Расчетное число зубьев шестерни
Z'1=22,3 – 9∙lg u = 22,3 – 9∙lg3 = 18
Принимаем Z1=18
Число зубьев колеса
Z'2= Z1∙ u=18∙3=54
Принимаем Z2=54
Расчетный внешний делительный диаметр шестерни
d'el=1816∙=1816∙=52,5 мм
где KН = 1,1–коэффициент нагрузки
Расчетный внешний модуль зацепления
m'e===2,9 мм
Принимаем me = 3 мм
Внешнее конусное расстояние
Re=0,5∙me∙=0,5∙me∙=85,5 мм
Углы делительных конусов
колеса: δ2=arctg u= arctg 3=71,6°
шестерни: δ1=90° – δ2=90° – 71,6°=18,4°
Внешний диаметр делительный окружности шестерни
del=me∙Z1=3∙18=54 мм
Внешний диаметр делительный окружности колеса
de2= me∙Z2=3∙54=162 мм
Внешние диаметры окружностей вершин зубьев
dаel= del+2∙me∙cos δ1=54+2∙3∙cos18,4=59,7 мм
dае2= de2+2∙me∙cos δ2=162+2∙3∙cos71,6=163,92 мм
Ширина зубчатого зацепления
b'=0,285∙Re=0,285∙85,5=24,37 мм
Принимаем b = 26 мм
Внешняя высота зуба
he=2,2∙me=2,2∙3=6,6 мм
Проверочный расчет
Рабочее контактное напряжение
σН=≤==418,2≤454,55 МПа
Коэффициент формы зуба шестерни
YF1===4,3
Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни
σ F1=≤==36 ≤ 221 МПа
где KF = 1,3 – коэффициент нагрузки.
Силы в зацеплении
окружная Ft2===575 Н
радиальная Fr2= Ft2∙tg20°∙sinδ1=575∙0,36∙0,31=62,1 Н
осевая Fа2= Ft2∙tg20°∙cosδ1=575∙0,36∙0,95=196,65 Н
5.1. Входной вал
Предварительный диаметр входного участка
d'в1=10 ∙=10 ∙=15 мм
где [τ] = 20 МПа – допускаемое напряжение кручения
Принимаем dв1 = dдв = 24 мм
Диаметр ступени под уплотнение
dy1=dв1+(3÷5)=24+4=28 мм
Диаметр резьбы цилиндрической гайки
dр=dy1+(4÷6)=28+5=33 мм
Диаметр ступени под подшипники
dп1=dр+(1÷5)=33+2=35 мм
Диаметр упорного буртика
dб1=dп1+(5÷10)=35+7=42 мм
В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеряя подшипника: d = dп1 = 35 мм, D = 72 мм, Т = 18,5 мм.
5.2. Выходной вал
Предварительный диаметр выходного участка
d'в2=10∙10 ∙=10 ∙=22 мм
Принимаем dв2 = dв1 + 6 мм=24+6=30 мм
Диаметр ступени под уплотнение
dy2=dв2+(3÷5)=30+5=35 мм
Диаметр ступени под подшипники
dп2=dу2+(1÷4)=35+5=40 мм
Диаметр ступени под коническое колесо
dк2=dп2+5=40+5=45 мм
Диаметр упорного буртика
dб2=dк2+10=45+10=55 мм
В опорах валов устанавливаем конические роликоподшипники легкой серии. Габаритные размеряя подшипника: d = dп2 = 40 мм, D = 80 мм, Т =2 0 мм. Динамическая грузоподъемность подшипников Сr = 46500 Н.
Толщина стенки корпуса δ'=1,5∙=1,5∙=3,75 мм
Принимаем δ = 6 мм
Диаметр стяжных болтов dБ = ==4,3 мм
Принимаем dБ = 8 мм
Ширина фланца корпуса К=3∙dБ=3∙8=24 мм
Толщина фланца корпуса и крышки корпуса δфл=1,5∙δ=1,5∙6=9 мм
Толщина фланца основания корпуса δосн=2∙δ=2∙6=12 мм
Толщина ребер жесткости δж = 5 мм
Диаметр фундаментальных болтов dф=dБ+2=8+2=10 мм
Ширина фланца основания корпуса Кл=3∙dФ=3∙10=30 мм
Диаметр винтов крышек подшипников dв = 6 мм
Сечение шпонки b×h выбирается по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются ее размеры b×h×l мм.
7.1. Входной вал
По диаметру dв1=24 мм и длине выходного участка L=2∙dв1=2∙24=48 мм выбираем шпонку 8×7×40 мм.
Проверочный расчет на смятие:
σсм===11,8 МПа
где t1-глубина паза на валу, [σ]см=120 МПа-допускаемое напряжение смятия
7.2. Выходной вал
Для выходного участка по диаметру dв2=30 мм и длине выходного участка L=2∙dв2=2∙30=60 мм выбираем шпонку 8×7×50 мм.
σсм===21,2 МПа
Для ступени под колесо сечение шпонки b×h выбираем по диаметру dк2=45 мм, а длину – по длине ступицы колеса L = lст = 67,5 мм: 14×9×56 мм.
Проверочной расчет на смятие
σсм===6,65 МПа
Нагрузка на вал: Ft2=575 H; Fr2=62,1 H; Fa2=196,65 H
Средний делительный диаметр конического колеса:
d2 =0,857∙de2 =0,857∙162 = 139 мм
Расстояния между опорами: l1=61мм; l2=102 мм
Плоскость Axz – действует сила Ft2
∑МА = 0; RBz ∙ (l1 + l2) - Ft2 ∙ l1=0
RBz===273 Н; RАz= Ft2 - RBz=575-273=302 Н
Изгибающий момент на участке х1:
Мz1= RАz∙х1; при х1=0 Мz1= 0;
при х1= l1=61 Мz1= RАz∙ l1 = 302∙66 = 19932 Н∙мм
Плоскость Aуx – действуют силы Fr2 и Fа2
∑МА = 0; Fа2∙- Fr2∙ l1 - RBу∙(l1 + l2)=0
RBу= Н
∑Мв = 0; Fа2∙- RAy∙(l1 + l2) + Fr2∙l2=0
RAy= H
Изгибающий момент на участке х1:
Му1= RАу∙х1; при х1=0 Му1= 0;
при х1= l1=61 Му1= RАу∙ l1=65,7∙66=4336 Н∙мм
Изгибающий момент на участке х2:
Му2=-RВу∙х2; при х2=0 Му2= 0;
при х2= l2=102 Му2= -RВу∙ l2=-68,8∙73=-5022 Н∙мм
Суммарные изгибающие моменты в опасном сечении
М1===20398 Н∙мм
М2===20555 Н∙мм
Максимальный суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Мu max= 20555 Н∙мм. Крутящий момент на валу Т = Твых∙103=40∙103 Н∙мм
8.2. Расчет коэффициента запаса усталостной прочности
Вал изготавливаем из стали 40 с пределом точности σв = 620 МПа и пределами выносливости на изгиб σ-1 и кручение τ-1:
σ-1=0,43∙ σв=0,43∙620=267 МПа
τ-1=0,58∙ σ-1=0,58∙267=155 МПа
Коэффициенты концентрации напряжений
kσ=0,9+0,0014∙σв=0,9+0,0014∙620=1,768
kτ=0,6+0,0016∙σв=0,6+0,0016∙620=1,592
Масштабные факторы
εσ=0,984-0,0032∙dк2=0,984-0,0032∙45=0,84
ετ=0,86-0,003∙dк2=0,86-0,003∙45=0,725
Коэффициент шероховатости: β = 0,92
Коэффициенты асимметрии цикла: ψσ = 0,2; ψτ = 0,1
Осевой W и полярный Wр моменты сопротивления
W=0,1∙-=0,1∙-=7777,62 мм3
Wр=0,2∙-=0,2∙-=16890,12 мм3
где b, t1 – ширина и глубина шпоночного паза на валу с диаметром
dк2 = 45 мм.
Напряжения в опасном сечении
σа===2,6 МПа; σm=0;
τа=τm===1,18 МПа.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба
nσ===44,89
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям кручения
nτ===52,83
Общий коэффициент запаса усталостной прочности
n=== 34,21
Проверка условия прочности n = 34,21 > [n] = 1,7.
|
Реакции опор: RАz = 302 Н; RАу = 65,7 Н; RВz = 273 Н; RВу = 68,8 Н Осевая сила: Fa2 = 196,65 H Динамическая грузоподъемность подшипников Сr = 46500 Н |
Полные реакции опор
RА===309,1 H
RВ= ==281,5 H
Параметр осевого нагружения: е = 1,5∙tg15° = 0,402
Осевые составляющие реакций опор
SrА = 0,83∙e∙RА = 0,83∙0,402∙281,5 = 103 Н
SrВ = 0,83∙e∙RВ = 0,83∙0,402∙309,1 = 93,9Н
Результирующие осевые нагрузки на опоры
Так как SrВ – SrА + Fa2 = 93,9 – 103 + 196,5 = 187,4 > 0, то
SА = SrB + Fa2 = 93,9 + 196.65 = 290,55 Н
SВ = SrВ = 93,9 Н
Коэффициенты радиальной Х и осевой Y нагрузок
== 0,33 < e и ХВ = 1; YВ =0
= = 0,93 > е и ХА = 0,4; YА = 0,4∙ctg15° = 1,49
Приведенная радиальная нагрузка на каждой опоре
РА = (ХА∙V∙ RА +YА∙ SВ)∙Kб∙Кm=( 0,4∙1∙309,1+1,49∙290,55)∙1,4∙1=779,2 Н,
РВ = ( ХВ∙V∙ RВ +YВ∙ SВ)∙Kб∙Кm=( 1∙1∙281,5+0∙93,9)∙1,4∙1=394,1 Н
где V = 1 – коэффициент вращения; Kб =1,4 – коэффициент безопасности;
Kт = 1 − температурный коэффициент.
Долговечность наиболее нагруженного подшипника
Lh=== 2,34·107 час
где Р – большее из значений РА и РВ
Проверка условия долговечности подшипника
Lh ≥ tΣ 2,34·107 час > 7008 час
где tΣ = 7008 час – суммарное время работы передачи.
10. Подбор соединительной муфты
Для соединения электродвигателя и редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76
Проверка на передаваемый момент Тр:
Тр=КН ∙Т1=2 ∙13,6=27,2 ≤ [Т]=31,5 Н∙м
где KН = 2 – коэффициент режима работы, Т1 – момент на входном валу,
[Т] = 31,5 Нм – момент, передаваемый стандартной муфтой
11. Подбор смазки и уплотнений валов
Сорт масла выбирается по кинематической вязкости, которая зависит от величины контактных напряжений в зубьях σН и окружной скорости колеса vокр.
Для смазки редуктора при рабочем контактном напряжении σН = 362,41 МПа и окружной скорости
vокр===4,24 м/с
выбираем масло Индустриальное И-30А.
Для уплотнения валов выбираем резиновые манжеты по ГОСТ 8752-79.