Проектирование силового электромеханического привода - Курсовая работа

Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы. Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.Общий КПД двигателя (рис. = 0,96…0,98; принимаем ?з.п. = 0,94…0,96; принимаем ?о.п.передаточное число закрытой передачи (редуктора); передаточное число открытой передачи. 1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода (с таблицей результатов ЭКР) Частота вращения валов: n1 = nдв = 970 об/мин; Результаты вычислений сведем в таблицу (таблица 1): Таблица 1?ba = 0,4-0,5 - при симметричном расположении колес, берем: ?ba = 0,4. Модуль зацепления: m = (0,01-0,02) ?? = 1,25 - 2,5 мм, принимаем m = 2 мм. При ? = ?min сумма чисел зубьев zc = z1 z2 = (2??/m)cos ?min = (2 · 125/2)cos 8,05°= 123,77 Диаметры делительных окружностей: d2 = m z2 /cos ? = 2 · 99 / cos 10,26° = 201 мм - шестерни; d1 = m z1 /cos ? = 2 · 24 / cos 10,26° = 49 мм - колеса.Проверка контактных напряжений. Коэффициент жесткости материала: ZE = ; Bi = Ei / (1 - ?i2). Коэффициент формы зуба: ZH = tg ?t = tg 20? / cos? = tg 20? / cos 10,26° = 0,37 ?t = 20,3? ?0 = arcsin (sin ? · cos 20?) = arcsin (sin 10,26° · cos 20?) = 9,63? Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении. ?? = b1 tg? / ? mt = b1 tg? cos? / ? m = 50 · tg10,26° · cos10,26° / 3,14 · 2 = 1,42 >1 Коэффициент внешней силы: КН = КН? · KHV · КН?Проверка напряжения изгиба. Коэффициент внешней силы: KF = КF? · KFV · KF? = 1 · 1 · 1,04 = 1,04 Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб): YFS2 = YFS2 (ZV2, ?) Эквивалентное число зубьев: ZV2 = Z2 / cos3 ? = 99 / cos3 10,26° = 104 Коэффициент угла наклона оси зуба: Y? = 1 - ? / 140 = 1 - 10,26 / 140 = 0,927Максимальные контактные напряжения: ?НMAX = ?Н = 133 = 197 МПА <[?]Hmax = 1512 МПАМаксимальные напряжения изгиба: ?FMAX = ?F = 58,4 = 146 МПА <[?]Fmax = 680,9 МПА. Коэффициент внешней динамической нагрузки: КА = 1. Коэффициент внешней динамической нагрузки: КА = 1. Напряжения, возникающие в зубчатом зацеплении, показаны на рис. Силы, действующие в зубчатых передачах.По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни. Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ2; Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ1; Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]: Сводная таблица расчетных параметров зубчатых передач. Угол наклона зубьев, (град, мин., сек.) ? 10,26 0Принимаем: dпр = 46 мм Принимаем: dбпр = 40 мм (ГОСТ 27365-87). Учитывая наличие осевых нагрузок, предварительно выбираем подшипник роликовый 7208 ГОСТ 27365-87 [2].По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем: СЧ15 ГОСТ 1412-85. Толщина стенки корпуса: ? = 2,6 ? 6 мм ? = 2,6 = 6,19 мм Принимаем: ? = 8 мм - табл. Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них: Болт: М12; d0 = 13 мм. Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме: dk = ? 12 мм dk = = 8,2 мм; берем: М10Рассмотрим промежуточный вал редуктора. Реакции опор (рис.Подшипник рассчитываем по наиболее нагруженной опоре. Расчет ведем по ГОСТ 18855-82. V = 1 - вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности: Кб = 1,3;Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении: Мх = Fr3l3 = 2137 · 0,065 = 138,9 Н·м;Промежуточный вал O46 мм, шпонка 14 ? 9 ? 50, t1 = 5,5 мм. ?см = 2 · 282 · 103 / 46 · (50 - 14)(9 - 5,5) = 97 МПА <[?]смСмазка зубчатых зацеплений осуществляется окунанием одного из зубчатых колес в масло на полную высоту зуба.Посадка зубчатого колеса на вал: O46 (рис. Рис. Посадка внутреннего кольца подшипника на вал: O40 (рис. Посадка наружного кольца подшипника в корпус: O80 (рис.

Содержание

Техническое задание

Введение

1 Энерго-кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода (с таблицей результатов ЭКР)

2 Расчет зубчатой передачи

2.1 Проектный расчет передачи (по критерию контактной выносливости)

2.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям

2.3 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

2.4 Проверочные расчеты для режима кратковременных перегрузок

2.4.1 По максимальным контактным напряжениям

2.4.2 По максимальным напряжениям изгиба

2.5 Выбор материалов и назначение режимов термообработки

3 Проектирование узла привода

3.1 Проектный расчет промежуточного вала и предварительный выбор подшипников качения

3.2 Основные размеры элементов узла привода и его конструктивная проработка

3.3 Силовая схема привода (в аксонометрическом изображении)

3.4 Определение опорных реакций вала

4 Проверочный расчет подшипников качения

5 Проверочный расчет промежуточного вала

6 Проверочный расчет шпоночных соединений

7 Выбор смазочных материалов

8 Построение полей допусков для соединений основных деталей

Список использованной литературы

Приложение:

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения изза отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1

1. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1984 г.

2. С.А. Чернавский и др. - Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

3. М.Н. Иванов - Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит - Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.