Проектирование электропривода
Выбор двигателя и кинематический анализ привода. Расчет цилиндрической прямозубой зубчатой передачи одноступенчатого редуктора. Выбор подшипников и вычисление шпоночных соединений. Определение числа ремней, расчет фланцевой и предохранительной муфт.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 11.08.2011 |
| Размер файла | 240,4 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
1
Федеральное агентство по образованию
Государственное образовательное учреждение
Высшего профессионального образования
Тульский государственный университет
Кафедра проектирования механизмов и деталей машин
Пояснительная записка к курсовому проекту
по деталям машин
Выполнил:
студент гр. 120321
Руководитель:
доц. к.т.н.
Содержание
Исходные данные
1. Выбор двигателя и кинематический анализ привода
1.1 Выбор двигателя
1.2 Кинематический анализ привода
2. Расчет цилиндрической прямозубой зубчатой передачи одноступенчатого редуктора
2.1 Выбор марки стали
2.2 Межосевое расстояние (м)
2.3 Делительный диаметр
2.4 Ширина колеса
2.5 Модуль передачи (м)
2.6 Число зубьев шестерни и колеса
2.7 Диаметры колес
2.8 Силы в зацеплении
2.9 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение
3. Расчет валов
3.1 Быстроходный вал
3.2 Тихоходный вал
4. Выбор подшипников
5. Расчет шпоночных соединений
5.1 Быстроходный вал
5.2 Тихоходный вал
6. Конструктивные размеры зубчатых передач
7. Определение толщины стенок редуктора и его крышки
7.1 Толщина стенок корпуса редуктора
7.2 Толщина стенок крышки редуктора
8. Расчет болтов. Фундаментные болты
9. Расчет клиноременной передачи
9.1 Рассчитываем геометрические параметры передачи
9.2 Определяем число ремней
9.3 Определяем предварительное натяжение одного ремня
10. Расчет фланцевой муфты
11. Расчет предохранительной муфты
12. Уточненный расчет подшипников
12.1 Быстроходный вал
12.2 Тихоходный вал
Список литературы
Исходные данные
Срок службы 5 лет.
.
Значение .
Привод состоит из:
- электродвигателя серии А4,
- клиноремённой передачи,
- одноступенчатого прямозубого цилиндрического редуктора горизонтального исполнения,
- упругой втулочно-пальцевой муфты.
Параметры исполнительного механизма:
Частота вращения входного вала исполнительного механизма nкр.
Максимальный ход выходного звена исполнительного механизма .
Максимальное значение технологической силы действующее на выходное звено исполнительного механизма .
КПД исполнительного механизма .
1. Выбор двигателя и кинематический анализ привода
Рис 1. - Кинематическая схема привода
1.1 Выбор двигателя
Находим работу
Исходя из графика действия технологической силы k=0,75
Находим крутящий момент на входном валу
Найдем возможную частоту вращения вала двигателя
nдв= nкр;
где: Uр=2…4;
принимаем
Найдем потребную мощность двигателя
;
где:
Значения КПД механических передач:
Зубчатая (1 пара колёс)
Цепная
Ремённая (клиноременная)
Подшипниковая
Муфты
тогда
Принимаем по табл. 1 двигатель серии 4А 132S4 для которого
,
Следует отметить что для дальнейших расчетов можно было принять двигатель 4А132М6 для которого 970 об/мин.
1.2 Кинематический анализ привода
Принимаем стандартное число передаточного отношения для цилиндрической передачи , тогда:
,
что соответствует рекомендуемому значению передаточного отношения для ременной передачи (2…4).
Находим частоты вращения каждого из валов и крутящие моменты для них.
Тихоходный вал
Быстроходный вал
Вал двигателя
Отклонение
Обусловлено округляем при вычислении передаточного отношения ременной передачи.
Мощность на валу двигателя
Обусловлено округлениями при вычислениях.
Находим требуемый срок службы передачи
кол-во лет х 365 х Кгод х 24 х 0,25;
5 х 365 х 0,641 х 24 х 0,55=15417 час
2. Расчет цилиндрической прямозубой зубчатой передачи
одноступенчатого редуктора
Исходные данные:
Т2=Ттих=468 ;
U=Uц=4,5;
n2=пкр=135 об/мин;
t=15417 ч;
2.1 Выбор марки стали
Для прямозубой передачи обычно принимают одинаковый материал и способ термообработки для шестерни и колеса, но твердость шестерни на 20…30 единиц по Бринеллю выше, чем у колеса.
Для косозубой передачи возможно применение одного и того же материала и способа термообработки или различных, но при этом твердость шестерни как минимум на 60 единиц по Бринеллю выше чем у колеса (для наиболее полного использования преимущественно косозубой передачи по сравнению с прямозубой).
Для расчетов по таблице 2 принимаем:
- для колеса - Сталь 45, вид ТО - Нормализация, твердость НВ 200;
- для шестерни - Сталь 45, вид ТО - Нормализация, твердость НВ 200.
Тогда, для колеса (здесь и далее индекс «2» относится к колесу, а индекс «1» к шестерне).
для шестерни
При расчете межосевого расстояния
Для прямозубойпередачи , но
Момент на колесе равен моменту на тихоходном валу, т.е.
2.2 Межосевое расстояние (м)
где: = 4950 - для косозубых передач;
- коэффициент концентраций нагрузки;
;
где: Х- коэффициент режима нагрузки;
- начальный коэффициент концентрации нагрузки, выбираем по таблице 4 в зависимости от коэффициента
= 0,4 - принимаем из стандартного ряда
Находим
Для найденного значения по таблице 4 находим =1,6
Определяем коэффициент
? эквивалентный момент на колесе; где,
? коэффициент долговечности, зависит от режима нагружения;
-коэффициент циклов;
-число циклов нагружения для колеса
-базовое число циклов (подставляем НВmin)
- коэффициент эквивалентности;
Определяем коэффициент долговечности
Принимаем 1, т.к. по условию
и эквивалентный момент
Определяем расчетное значение межосевого расстояния
Для дальнейших расчетов обычно полученные значения округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда (в меньшую сторону округляют в том случае, если расчетное значение превышает стандартное менее чем на 4%).
Принимаем
2.3 Делительный диаметр
2.4 Ширина колеса
Ширину колеса после вычисления округляем до стандартного значения с учетом округлений при выборе
Принимаем b2=80 мм ;
2.5 Модуль передачи (м)
Модуль передачи определяется выражением:
где: коэффициент =6,6 для косозубых передач
- эквивалентный момент на колесе,
по условию;
; ;
где: m = 6 - Т.О. -улучшение, нормализация.
Принимаем , т.к. по условию.
Эквивалентный момент .
Вместо (Па) в расчетную формулу подставляем меньшее из значений и ;
Определяем модуль передачи
Ориентировочно m = (0,01…0,02)
И округляем до стандартного значения m = 2
2.6 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни
Округляем полученное значение до ближайшего целого значения принимаем z1=35
тогда z2=- z1=190-35=155
Фактическое передаточное число ступеней
Отклонение передаточного числа
(должно быть меньше максимально допустимого - 4%)
2.7 Диаметры колес
Коэффициенты смещения шестерни колеса X1=0; X2=0
Коэффициент воспринимаемого смещения Y=0.
Делительный диаметр шестерни (мм):
Делительный диаметр колеса (мм):
Диаметр окружностей вершин шестерни (мм):
Диаметр окружностей вершин колеса (мм):
Диаметр окружностей впадин шестерни (мм):
Диаметр окружностей впадин колеса (мм):
2.8 Силы в зацеплении
Окружная
где: Т2 - момент на колесе,
d2 - делительный диаметр колеса (м).
Радиальная
где: = 20 - стандартный угол зацепления
Осевая
2.9 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
в зубьях шестерни
Степень точности передачи принимают по таблице 5 в зависимости от окружной скорости колеса (м/с)
Принимаем 9 степень точности, тогда
Для косозубой передачи = 1
Коэффициент концентрации нагрузки принимаем для прирабатываемых колес при переменной нагрузке
где: - начальный коэффициент начальной нагрузки (принимаем по таблице 6 в зависимости от )
=1,41
Х =0,85 ? коэффициент режима (определен ранее).
Тогда
Коэффициент динамической нагрузки принимаем по табл. 7
Коэффициент вычисляем по формуле
Коэффициент формы зуба принимаем по таблице 8 для эквивалентного числа зубьев
Значение коэффициента формы зуба про 0-ом смещении инструмента
Эквивалентная окружная сила -
Коэффициент долговечности =1 (вычислен ранее).
Находим , тогда
Проверка зубьев колес на статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам
2.10 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Расчетное контактное напряжение
где для прямозубых колес ;
для найденного значения по таблице 4 =1,14
=1,02 - принимаем по таблице 9.
Условие 0,9…1,04 выполняется.
Проверка зубьев колес на статическую прочность по кратковременно действующим пиковым моментам.
3. Расчет валов
3.1 Быстроходный вал
Диаметр выходного конца вала
Принимаем (для унификации расточки шкивов)
Диаметр под манжету dм = d +(5…10) = 50 мм
Тогда конструктивно принимаем dn =dм +0…5 мм =50 мм
3.2 Тихоходный вал
Диаметр выходного конца вала
Принимаем по таблице 10 диаметр выходного конца вала d =45. (Это значение должно быть согласованно со стандартной расточкой принимаемой полумуфты или быть из стандартного ряда при соединении тихоходного и приводного валов цепной передачи)
Тогда конструктивно принимаем dn = (d + 6…10 мм)=40+10=55 мм
Диаметр под манжету dм = dn - 0…2 =55 мм
Диаметр под колесом dк = dn + 3…5 мм
Принимаем dк=55 мм
dбк = dк +10 мм;
dбк =60 мм.
4. Выбор подшипников
Обычно для всех валов цилиндрического редуктора принимаем (предварительно) радиальные однорядные подшипники легкой серии по ГОСТ 8338-75. Для приводного вала - однорядные сферические подшипники легкой серии по ГОСТ 5720-75. Выписываем геометрические размеры и грузоподъёмность выбранных подшипников.
|
Вал |
Подшипник |
Геометрические размеры [мм] |
Грузоподъемность (кН) |
|||||
|
d |
D |
B |
r |
Cr |
Cor |
|||
|
Быстроходный |
210 |
50 |
90 |
20 |
2 |
27,5 |
20,2 |
|
|
Тихоходный |
211 |
55 |
100 |
21 |
2,5 |
34 |
25,6 |
Находим зазор между корпусом и зубчатым колесом
где:
Расстояние между дном корпуса и колесом:
5. Расчет шпоночных соединений
Для всех валов принимаем:
- шпонки призматические по ГОСТ 23360-78
Напряжение смятия определяется выражением
;
где: lp = l - b
Отсюда задавшись значением допустимого напряжения можно определить длину шпонки.
Обычно материал шпонок - Сталь 45, для которой =80…120 мПа
Для расчетов принимаем среднее значение =100 мПа, тогда
5.1 Быстроходный вал
; d = 42 мм
Принимаем шпонку 10х8х28.
5.2 Тихоходный вал
;
шпонка на выходном конце вала d = 45 мм
Принимаем шпонку 14х9х70
шпонка под колесом d = 55 мм
Принимаем шпонку 16х10х56.
6. Конструктивные размеры зубчатых передач
Обычно шестерню выполняют за единое целое с валом, её диаметральные размеры были найдены ранее.
Ширина шестерни: d1= 70 мм; dа1=74 мм; df1=64 мм.
Ширина шестерни b1= b2 + 3…5 мм =80+5=85 мм.
Колесо конструктивно выполняют отдельно от вала ее геометрические размеры были найдены при расчете передачи.
d2= 310 мм; dа2=314 мм; df2=304 мм; b2=80 мм.
диаметр ступицы колеса
принимаем
длина ступицы (принимаются конструктивно)
lст= 60 мм (принимаем учитывая то, что lшп=56 мм).
ширина торца зубчатого венца
толщина диска колеса
принимаем С = 28 мм
7. Определение толщины стенок редуктора и его крышки
7.1 Толщина стенок корпуса редуктора
;
При этом учитываются особенности производства литых корпусов.
, тогда принимаем
7.2 Толщина стенок крышки редуктора
принимаем
8. Расчет болтов. Фундаментные болты
;
принимаем
Тогда конструктивно принимаем из таблицы 13 болты соединяющие крышку и корпус редуктора:
- болты у подшипников - М10
- остальные М8
- диаметр штифтов - 8 мм
9. Расчет клиноременной передачи
Исходные данные: N1=дв=7,5 кВт; дв=1446 об/мин;
Рекомендуемое сечение ремня - Б (сечение ремня выбирается в зависимости от мощности и частоты вращения ведущего вала).
Учитывая рекомендации , выбираем диаметр ведущего шкива и начальную мощность передаваемую одним ремнём.
Принимаем =200 мм, тогда =5,2 кВт.
9.1 Рассчитываем геометрические параметры передачи
Учитывая то, что при стандартных значениях отклонения передаточного отношения 5,3%, т.е. больше предельно допустимого - 4%, допускается принять значение кратно 10.
Принимаем , тогда фактическое передаточное отношение
Отклонение фактического передаточного отношения передачи
Что не превышает предельно допустимое значение (4%)
В зависимости от передаточного отношения определяется предварительное значение межосевого расстояния
Определяем расчетную длину
Принимаем стандартное значение длины ремня
Уточняем межосевое расстояние а
Находим угол обхвата
Условие выполняется . Принимаем .
Определяем мощность передаваемую одним ремнем
где: = 1,2 для умеренных колебаний нагрузки значения остальных коэффициентов принимаем по таблицам
=0,89 для =150, =1; =1,14
9.2 Определяем число ремней
двигатель привод редуктор подшипник муфта
;
где =0,95 для z = 2…3
Принимаем z = 2
9.3 Определяем предварительное натяжение одного ремня
Скорость ремня
где: - плотность ремня,
для сечения Б;
10. Расчет фланцевой муфты
Ттих=468 Н·м;
Принимаем
Диаметр ступицы:
Принимаем
Принимаем D=190 мм;
здесь: z - число болтов (4…6);
К - коэффициент запаса;
К=1,3…2;
f-коэффициент трения;
f =0,2…0,3;
Минимальный размер тела болта (внутренний диаметр):
Принимаем марку стали : Сталь 40Х
Предел текучести которой
Коэффициент запаса
Принимаем
11. Расчет предохранительной муфты
принимаем
Уточняем значение D
12. Уточненный расчет подшипников
12.1 Быстроходный вал
Величины реакций определяются по соотношениям:
Проверка
Должно выполняться условие равновесия вала:
Условие выполняется.
Проверка подшипников по динамической грузоподъёмности:
Подшипник опоры 2 более нагружен, чем подшипник опоры 1, поэтому дальнейший расчет производим для подшипника опоры 2.
для этого значения по таблице принимаем
следовательно
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:
здесь: ? коэффициент безопасности ;
принимаем
-коэффициент влияния температуры;
-найдено ранее;
определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:
здесь: р=3 для шариковых подшипников;
n-частота вращения быстроходного вала;
-срок службы;
Оцениваем пригодность выбранного подшипника по условию
. Так как условие выполняется, то предварительно принятый подшипник подходит.
12.2 Тихоходный вал
Величины реакций определяются по соотношениям:
Проверка.
Должно выполняться условие равновесия вала:
Условие выполняется.
Проверка подшипников по динамической грузоподъёмности:
Подшипник опоры 2 более нагружен, чем подшипник опоры 1, поэтому дальнейший расчет производим для подшипника опоры 2.
для этого значения по таблице принимаем
следовательно
Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:
здесь ? коэффициент безопасности ;
принимаем
-коэффициент влияния температуры;
-найдено ранее;
определяем требуемую динамическую грузоподъёмность подшипника:
здесь: р=3 для шариковых подшипников;
n - частота вращения быстроходного вала;
- срок службы;
Оцениваем пригодность выбранного подшипника по условию
Так как условие выполняется, то предварительно принятый подшипник подходит.
Список литературы
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. ? М., 1984.
2. Иванов М.Н. Детали машин. ? М., 2000.
3. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. ? М., 1975.
4. Чернавский С.А., Ицкович Г.М. Курсовое проектирование по деталям машин. ? М., 1979.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Кинематический расчет передачи и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической передачи. Ориентировочный расчет валов. Расчет основных размеров корпуса редуктора. Подбор подшипников и муфт. Выбор смазочного материала для зубчатой передачи и подшипников.
курсовая работа [4,5 M], добавлен 08.02.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытой и открытой цилиндрической зубчатой передачи. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Выбор и проверка шпоночных соединений, смазка редуктора. Проектирование рамы конструкции.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 23.02.2013Назначение и область применения привода. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением. Расчет элементов корпуса редуктора, шпоночных и шлицевых соединений. Подбор подшипников и муфт.
курсовая работа [713,3 K], добавлен 28.02.2012Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет ременной передачи. Межосевое расстояние aрем для плоских ремней, допустимое полезное напряжение. Расчет редуктора и валов. Расчет шпоночных соединений и подшипников. Выбор смазки для редуктора.
курсовая работа [68,2 K], добавлен 12.12.2010Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя. Расчет цилиндрической прямозубой передачи. Ориентировочный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры корпуса редуктора и сборка его. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [157,0 K], добавлен 28.03.2015Проектный расчет прямозубой зубчатой передачи, кинематический расчет привода и его конструктивных элементов. Выполнение компоновочного эскиза редуктора. Определение долговечности подшипников. Выбор соединительной муфты, смазочных материалов и устройств.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 17.11.2014Описание устройства и работы привода, его структурные элементы. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет цилиндрической прямозубой быстроходной передачи. Предварительный и окончательный расчет валов, выбор муфт, соединений.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 09.03.2012Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.
курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013Выбор двигателя и расчет кинематических параметров привода. Расчет конической и цилиндрической зубчатой передачи. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора и проверка прочности шпоночных соединений. Смазка редуктора.
курсовая работа [2,7 M], добавлен 28.07.2013
