Расчет электромеханического привода - Курсовая работа

1.1 Дано: NBB = 5,6 КВТ; NBB = 22 об\мин (мощность и обороты на ведомом валу). Таким образом, мы подобрали электродвигатель по оборотам и определили передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом. Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощности по формулам: N4 = Nвв/ ?о=5600/0,99=5656 Вт KHA - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KH? - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHV - зависит от скорости и степени точности передачи. , (2.3) где Т2 - крутящий момент на валу колеса, берется из таблицы 1.1 (для получения требуемой размерности крутящий момент Т2 следует подставлять в Н*мм.); ?ba = b2/ aw - коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач ?ba = 0,25…0,40.Таким образом в данном курсовом проекте был спроектирован электромеханический привод. Выполнены все расчеты, позволяющие обеспечить заданные технические характеристики устройства. Выполнены кинематический и геометрический расчет привода, расчет мощности электродвигателя, произведен расчет валов и зубчатых колес редуктора, выполнена компоновка и построение редуктора. Также в данном курсовом проекте представлен сборочный чертеж редуктора с деталировкой зубчатого колеса и ведомого вала редуктора. Выполняя данный курсовой проект я освоил и закрепил материал по разделу «Прикладная механика».

кинематический привод механика редуктор

Привод, состоящий из электродвигателя (М), червячного и цилиндрического редуктора.

Рис. 1.1 Дано: NBB = 5,6 КВТ; NBB = 22 об\мин (мощность и обороты на ведомом валу).

Прикладная механика - дисциплина, представляющая собой основу общетехнической подготовки студентов немашиностроительных специальностей.

Курсовой проект является завершающим этапом при изучении курса "Прикладная механика".

Цель курсового проектирования - заложить основу технической подготовки студента, необходимую для последующего изучения специальных инженерных дисциплин, а также дать знания и навыки в области механики, необходимые при разработке и эксплуатации машин, приборов и аппаратов.

Объектом данного курсового проекта является электромеханический привод, предназначенная для преобразования вращательного движения.

В результате выполнения курсового проекта студенты должны иметь навыки: - использования справочной литературы и стандартов;

- выбора аналога и прототипа конструкции при проектировании;

- проведения инженерных расчетов, проектирования и конструирования типовых элементов машин (передач, валопроводов и др.), получение оценок их мощности и жесткости;

- оформления проектной и конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД.

Расчетная часть проекта. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Формулы, коэффициенты и табличные значения используем из методического указания «Китов А.К. Прикладная механика. Курсовой проект» стр.[32]

Выбор электродвигателя по оборотам. n д = NBB*u общ, где u общ - общее передаточное отношение привода. u общ = u кр* u р* u чр

Средние значения передаточных отношений: зубчатая, ременная, цепная - 2…6; червячная - 8…60

Предположим, имеется в наличии конический редуктор с u чр = 25 и цилиндрический редуктор с u рц = 3. Тогда u общ = u чр * u рц = 25*3 = 75. Соответственно, n д = NBB*u общ = 22*75 = 1650 об/мин. Двигателя с такими оборотами нет. Есть электродвигатели с числом оборотов в минуту: 750; 1000; 1500; 3000 об/мин.

Ближе двигатель на 1500 об/мин.

Уточняем u общ = n д/ NBB = 1500/22 = 68,181. Сохраняем u рц и уточняем u чр = u общ/ u рц = 68,181/3 = 22,727.

Таким образом, мы подобрали электродвигатель по оборотам и определили передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом.

Выбор электродвигателя по мощности

Nд = NBB/?общ, где ?общ - общий КПД привода.

Средние значения КПД механических передач: ?о = 0,99…0,995 - КПД опор каждого вала; ?кр = 0,95…0,97 - КПД клиноременной передачи; ?ц = 0,90…0,95 - КПД цепной открытой передачи; ?рц = 0,97…0,98 - КПД цилиндрического редуктора; ?рк = 0,96…0,97 - КПД конического редуктора;

?чр = 0,80…0,85 - КПД червячного редуктора при двухзаходном червяке ( при однозаходном червяке ?чр = 0,70…0,75). Однозаходный червяк может быть только при u чр ? 26.

В нашем случае ?о =0,99 ?чр=0,83 ?рц=0,97 ?общ = ?о4* ?чр* ?рц = 0,994*0,83*0,97 = 0,772.

Nд = NBB/?общ = 5,6/0,772 = 7,253 КВТ. Ближайший больший электродвигатель имеет мощность Nд = 7,5 КВТ.

Марка электродвигателя 4А132S4 ( см. приложение 1)

Для расчета элементов привода потребуются параметры на всех валах привода: мощность - N, Вт; число оборотов - n, об/мин;

угловая скорость - ?, с-1; крутящий момент - Т, Н*м.

Составим таблицу этих параметров (таблица 1.1).

Таблица

№ вала N, Вт n, об/мин ?, с-1 Т, Н*м

1(Ш1) 7240 1499 156 46,12

2(К2) 6953 499 52,332 132

3 6883 499 52,332 131

4 5656 22 2,302 2457 вв 5600 22 2,302 2432

Известно: ? = ?*n/30; N = Т*?;

Т = N/?.

Если получены 2 столбца таблицы, то два других просто вычисляются. Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощности по формулам: N4 = Nвв/ ?о=5600/0,99=5656 Вт

N3 = N4/ (?о*?чр) =5656/0,8217 =6883 Вт

N2 = N3/ ?о= 6883/0,99=6953 Вт

N1 = N2/ (?рц*?о) =Nдв= 6953/0,9603=7240 Вт

Аналогично по оборотам. n 4 = n вв=22 об/мин n 3 = n 4*u чр =22*22,727=499 об/мин n 2 = n 3=499 об/мин n 1 = n 2*nрц = n дв=499*3=1500 об/мин

Расчет зубчатых колес редуктора. Расчет зубчатых колес на контактную прочность

Проектировочный расчет зубчатых колес проводится на контактную прочность, проверочный расчет - на изгиб зубьев. Условие контактной прочности имеет вид: . (2.1)

Здесь aw = a - межосевое расстояние; Т2 - крутящий момент на валу зубчатого колеса; b2 - ширина колеса; u - передаточное отношение пары зацепления;

KH = KHA* KH?* KHV - комплексный коэффициент. KHA - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; KH? - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; KHV - зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов приведены ниже. Предварительно принимаем KH = 1,3.

Допускаемое контактное напряжение [?]H определяется по формуле

[?]H = ?Н lim b*KHL/[n]Н , (2.2) где ?Н lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;

KHL - коэффициент, учитывающий число циклов

KHL = 1

[n]Н - коэффициент безопасности

[n]Н = 1,2…1,3- при поверхностном упрочнении зубьев

[n]Н = 1,25

?Н lim b определяются по формулам (см. таблицу 2.1).

Таблица 2.1

Способы термохимической обработки зубьев Твердость поверхностей зубьев Сталь ?Н lim b, МПА

Нормализация или улучшение < НВ 350 Углеродистая и легированная 2 НВ 70

Объемная закалка 38…50 HRC Углеродистая и легированная 18 HRC 150

Поверхностная закалка 48…54 HRC Углеродистая и легированная 17 HRC 200

Цементация и нитроцементация 56…63 HRC Низкоуглеродистая 23 HRC

Азотирование 57…67 HRC Легированная (38ХМЮА) 1050

В таблице НВ - твердость по Бринеллю; HRC - твердость по Роквеллу.

Выбираем углеродистую Сталь 45, термообработка - Объемная закалка 38…50 HRC, твердость= 40 HRC.

Тогда ?Н lim b =18*40 150=870 МПА.

[?]H = ?Н lim b*KHL/[n]Н = (870*1)/1,15=756 МПА.

Кн - комплексный коэффициент Кн=1,3

Определяем межосевое расстояние по формуле

, (2.3) где Т2 - крутящий момент на валу колеса, берется из таблицы 1.1 (для получения требуемой размерности крутящий момент Т2 следует подставлять в Н*мм.); ?ba = b2/ aw - коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач ?ba = 0,25…0,40. Принимаем ?ba = 0,3.

В результате получим

= = 76,243 мм.

Округляем до целого числа aw = 80 мм.

После определения межосевого расстояния выбираем стандартный нормальный модуль в интервале m = mn = (0,01…0,02)*aw. = (0,01…0,02)*80 = 0,8…1,6 мм.

Стандартные модули: ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;20;

ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18

Выбираем модуль mn = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев, предварительно задавшись углом наклона зубьев в интервале ? = 8…15о. Принимаем ? = 13о. z? = 2*aw*cos ?/mn= 2*80* cos(13о)/1 = 155,84

Определяем числа зубьев шестерни и колеса z 1 = z?/(u 1) =155,84/(3 1) = 38,96 = 39 (2.5) z 2 = z 1* u = 38,96*3 = 117

Уточняем угол наклона зубьев. cos ? = (z 1 z 2)* mn/(2*aw) = (39 117)*1/160 = 0,975 ? = 12о83"

Определяем основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: d1= mn* z 1 / cos ? = 1*39/0,975 = 40 мм;

d2= mn* z 2 / cos ? = 2*117/0,975 = 120 мм.

П роверка: aw = (d1 d2)/2 = (40 120)/2 = 80 мм.

Диаметры вершин зубьев: da1 = d1 2 mn = 40 2*1 = 42 мм;

da2 = d2 2 mn = 120 2*1 = 122 мм;

ширина колеса b2 = ?ba* aw = 0,35*80 = 28 мм;

ширина шестерни b1 = b2 (2…10) = 28 6 = 34 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: ?bd = b1/ d1 = 34/40 = 0,85.

Определяем окружную скорость и степень точности передачи: V = ?1*d1/2 = 156*40/(2*103) = 3,139 м/с, здесь ?1 - угловая скорость шестерни (таблица 1.1).

Если V ? 5 м/с - следует принимать 8-ю степень точности;

если V > 5 м/с - 7-ю степень точности.

3,139< 5 м/с , принимаю 8-ю степень точности

Уточняем комплексный коэффициент нагрузки KH = KHA* KH?* KHV (предварительно приняли KH = 1,3). У нас симметричное расположение колес.

KHA = 1,05 при 7-й ст.точн. и V ? 5 м/с; KHA = 1,1 при V > 5 м/с;

KHA = 1,09 при 8-й ст.точн. и V ? 5 м/с; KHA = 1,13 при V > 5 м/с;

KH? = 1,03…1,05 при ?bd= 0,8…1,2 и твердости ? НВ 350;

KH? = 1,06…1,12 при ?bd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;

KHV = 1,0 при V ? 5 м/с; KHV = 1,05…1,07 при V > 5 м/с.

Тогда: KHA = 1,09; KH? = 1,05; KHV = 1,0.

KH = KHA* KH?* KHV = 1,09*1,05*1,0 = 1,144.

Проверка контактных напряжений по формуле (2.1)

=

= = 663 МПА < [?]H = 756 МПА.

Условие контактной прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная Р = 2Т1/ d1 = 2*46,121*103/40 = 2306 Н.

Радиальная Pr = Р*tq ?/ cos ? = 2306* tq 20о/ cos 12о83" = 860,8 Н.

(? = 20о - стандартный угол эвольвентного зацепления).

Осевая Ра = Р* tq ? =2306*0,975 = 2248 Н

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Условие прочности имеет вид: ?F = YF*Y?*KF?*KF?*KFV*2T1/(z12*?bd*m3) ? [?]F, (2.6) где ?bd = b1/d1 = 0,85.

Коэффициент YF зависит от числа зубьев и имеет следующие значения: Z … 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более

YF …4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,60

Y? - учитывает угол наклона зубьев. Y? = 1 - ?/140

KF? - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Принимаю KF? = 0,75.

KF? - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, KF? = 1,08…1,13 при ?bd= 0,8…1,2 и твердости ? НВ 350;

KF? = 1,13…1,30 при ?bd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;

KFV - коэффициент динамичности, зависит от скорости и степени точности передачи, KFV = 1,0…1,1 при V ? 3 м/с; KHV = 1,1…1,3 при V > 3 м/с.

Допускаемое напряжение определяется по формуле

[?]F = ?0F lim b/[n]F (2.7)

[n]F - коэффициент запаса прочности. [n]F = [n]F"*[n]F""

Значения [n]F" приведены в таблице 2. [n]F"" - учитывает способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок [n]F"" = 1; для проката

[n]F"" = 1,15; для литых заготовок [n]F""= 1,3 ?0F lim b очень сильно зависит от термообработки зубьев.

Значения ?0F lim b приведены в таблице 2.2.

Таблица 2.2

Способы термохим. обработки зубьев Твердость поверхностей зубьев Сталь ?0F lim b, МПА [n]F"при вероят. не разрушения

99% > 99%

Нормализация или улучшение < НВ 350 Углеродистая и легированная 1,8 НВ 1,75 2,2

Объемная закалка 38…50 HRC Углеродистая и легированная 500-550 1,8 2,2

Поверхностная закалка 48…54 HRC Углеродистая и легированная 700 1,75 2,2

Цементация и нитроцементация 56…63 HRC Низкоуглеродистая и легированная 950 1,55 1,95-2,2

Азотирование 57…67 HRC Легированная (38ХМЮА) 300 1,2 HRC 1,75 2,2

В нашем случае: YF = 3,79 (39 зубьев); Y? = 1 - ?/140 = 0,9;

KF? = 0,75; KF? = 1,2; KFV = 1,1; [n]F = [n]F"*[n]F"" = 1*2,2 = 2,2;

?0F lim b =510 МПА (поверхностная закалка 50 HRC).

[?]F = ?0F lim b/[n]F = 510/2,2 = 231 МПА.

?F = YF*Y?*KF?*KF?*KFV*2T1/(z12*?bd*m3) =

= 3,79*0,9*0,75*1,1*1,1*2*46,121*103/(392*0,85*13) = 110 МПА < [?]F

Условие прочности выполнено

Расчет валов редуктора

Предлагается [?] = 25 МПА.

Диаметры валов (ведущего и ведомого) определяются по формуле

(3.1)

Ведущий вал: = = 14,833 мм

Ведомый вал: = = 21,107 мм

Диаметры выходных концов валов нельзя оставлять в таком виде. Их нужно округлить до ближайших больших стандартных размеров, чтобы можно было устанавливать стандартные муфты.

Стандартные диаметры валов и соответствующие им длины валов d 9 11 14 19 22 24 28 32 38 42 48 55 60 65 70 75 80 90 l 20 23 30 40 50 50 60 80 80 110 110 110 110 110 140 140 140 140

Конструктивные схемы валов

Ведущий вал (рис. 3.1)

Рис. 3.1

Ближайший больший dв1 = 19 мм. Между dв1 и dп1 (размер под подшипник) необходима ступенька не менее 2-х мм на диаметр, то есть dп1 ? dв1 2 = 19 2 = 21 мм. Выбираем подшипник dп1=25мм

Подшипник должен упираться в бурт. Диаметр бурта dб1 ? dп1 3 = 25 3 = 28 мм. Принимаем диаметр dб1 = 30 мм.

Ведомый вал (рис.3.2)

Рис. 3.2

Ближайший больший dв2 = 22 мм. dп2 ? dв2 2 = 22 2 = 24 мм. Подшипников с таким диаметром нет. Больший подшипник имеет диаметр dп2 = 30 мм dk2 ? dп2 2 = 30 2 = 32 мм. Оставляем этот диаметр. dб2 ? dk2 3 = 32 3 = 35 мм. Принимаем диаметр dб2 = 38 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры известны: d1 = 40 мм; da1 = 42 мм; b1 = 34 мм.

Колесо кованое. Известны размеры: d 2 = 120 мм; da2 = 122 мм; b2 = 28 мм.

Эскиз колеса показан на рис. 4.1.

Рис.

Диаметр ступицы: dct = 1,6 dk2 = 1,6*32 = 51,2 = 52 мм.

Длина ступицы: Lct = (1,2…1,5) dk2 = (1,2…1,5)*32 = 38,4…48 мм. Принимаем Lct = 40 мм.

Толщина обода:

?0 = (2,5…4)m = (2,5…4)*1 = 2,5…4 мм.

Принимаем ?0 = 3 мм.

Толщина диска: С = 0,3 b2 = 0,3*28 = 8,4 мм.

Принимаем С = 10 мм.

Примечание: если окажется, что Lct < b2 , то принять Lct = b2.

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Конструктивная схема корпуса редуктора показана на рис. 5.1.

Рис. 5.1

Толщина стенок корпуса и крышки: ? = 0,025 aw 1 = 0,025*80 1 = 3 мм. Принимаем ? = 5 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

b = 1,5 ? = 1,5*5 = 7,5 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: р = 2,35 ? = 2,35*5 = 11,75 мм. Принимаем р = 12 мм.

Диаметр фундаментных болтов: dф = (0,03…0,036) aw 12 = (0,03…0,036)*80 12 = 14,4…14,88 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр крепежных болтов: dkp = (0,5…0,7) dф = (0,5…0,7)*16 = 8…11,2 мм.

Принимаем болты с резьбой М8. Отверстия под болты рекомендуется делать на 1 мм больше диаметра болта.

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем: окружная сила Р = 2306 Н; радиальная сила Pr = 860 Н;

осевая сила Ра = 2248 Н; делительный диаметр шестерни d1 = 60 мм. Кроме того, нам потребуется крутящий момент Т1 = 46,121 Н*м и число оборотов вала n1 = 1499 об/мин.

Расстояние от центра шестерни до центра подшипника l1 = 35 мм

Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.1.

Рис. 7.1

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны: Rx1 = Rx2 = Р/2 = 2306/2 = 1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны: Ry1 = (Pr* l1 Ра* d1/2)/2 l1 =

(860*35 2248*40/2)/71 = 2049 Н.

Ry2 = (Pr* l1 - Ра* d1/2)/2 l1 =

(860*35 - 2248*40/2)/71 = -202 Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Ту = Rx1* l1 = 1153*35 = 40 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны: Тх1 = Ry1* l1 = - 1063*35 = - 37*103 Н*мм = - 37 Н*м;

Тх2 = Ry2* l1 = - 202*35 = - 7,2*103 Н*мм = - 7,2 Н*м.

Ткр = Т1 = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны: Fr1 = v Rx12 Ry12 = v11532 10632 =1568 Н;

Fr2 = v Rx22 Ry22 = v11532 2022 = 1170 Н.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

Рэ = (Х*V*Fr1 Y* Fa)*Кб*КТ, (7.1) где Fr1 = 4531 Н; Fa = Ра = 2202 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

Кб = 1,0…1,2 - нагрузка спокойная без толчков;

Кб = 1,2…1,3 - легкие толчки; перегрузка до 125%;

Кб = 1,3…1,5 - умеренные толчки; перегрузка до 150%;

Кб = 1,8…2,5 - значительные толчки; перегрузка до 200%.

Предположим, у нас 2-й случай. Принимаем Кб = 1,25.

КТ =1 при температуре подшипников до 100о (большинство случаев).

Коэффициенты Х и Y зависят от соотношения Fa/( V* Fr) и е - параметр осевого нагружения. Параметр е выбирается по таблице (приложение 7) и зависит от отношения Fa/С0, где С0 - статическая грузоподъемность (приложение 4).

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при Fa/( V* Fr) ? е принимают Х = 1, Y = 0.

Для радиально-упорных подшипников, типа 46… (угол контакта ?0 = 26о; е = 0,68), при Fa/( V* Fr) ? е Х = 0,41 и Y = 0,87.

В нашем случае

Fa/( V* Fr1) = 2248/(1*1568) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Подставляем полученные данные в формулу (7.1).

Рэ = (Х*V*Fr1 Y* Fa)*Кб*КТ =

(0,41*1*1568 0,87*2248)*1,25*1 = 3248 Н.

Расчетная долговечность, млн. об., определяется по формуле

L = (С/ Рэ)3 = (15700/3248)3 = 112 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

Lh = L*106/(60*n1) =112*106/(60*1499) = 0,001245*106 часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 1245 часов. Берем подшипники из средней серии.

Rx1 = Rx2 = Р/2 = 1153Н

Ry1 = (Pr* l1 Ра* d1/2)/2 l1 =

(31419 44960)/73 = 1046 Н

Ry2 = (Pr* l1 - Ра* d1/2)/2 l1 =

(31419 - 44960)/73 = -185 Н.

Ту = Rx1* l1 = 1153*36,5 = 42,085 Н*м.

Тх1 = Ry1* l1 = - 1046*36,5 = - 38*103 Н*мм = - 38 Н*м;

Тх2 = Ry2* l1 = - 185*36,5 = - 6,5*103 Н*мм = - 6,5 Н*м.

Ткр = Т1 = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны: Fr1 = v Rx12 Ry12 = v11532 10462 =1556 Н;

Fr2 = v Rx22 Ry22 = v11532 1852 = 1167 Н.

Fa/( V* Fr1) = 2248/(1*1556) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Рэ = (Х*V*Fr1 Y* Fa)*Кб*КТ =

(0,41*1*1556 0,87*2248)*1,25*1 = 3242 Н.

L = (С/ Рэ)3 = 571 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

Lh = L*106/(60*n1) =571*106/(60*1499) = 0,0635 *106 часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 6351 часов.

Ведомый вал

Силы в зацеплении такие же, как на ведущем валу: Р = 2306 Н; Pr = 860 Н; Ра = 2248 Н.

Делительный диаметр колеса d2 = 120 мм. Крутящий момент Т2 = 132 Н*м и число оборотов вала n2 = 60 об/мин.

Рис. 7.2

Расстояние от центра колеса до центра подшипника l2 = 37,5 мм

Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.2.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны: Rx3 = Rx4 = Р/2 = 2306/2 =1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны: Ry3 = (Pr* l2 - Ра* d2/2)/2 l2 =

(869*37,5 - 2248*120/2)/75 = - 1368 Н.

Ry4 = (Pr* l2 Ра* d2/2)/2 l2 =

(869*37,5 2248*120/2)/75 = 2228Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Ту = Rx3* l2 = 1153*37,5=

43*103 Н*мм = 43 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны: Тх3 = Ry3* l2 = - 1368*37,5 = - 51*103 Н*мм = - 51 Н*м;

Тх4 = Ry4* l2 = 2228*63,5 = 83*103 Н*мм = 83 Н*м.

Ткр = Т2 = 132 Н*м.

Суммарные реакции опор равны: Fr3 = v Rx32 Ry32 = v11532 13682 = 1789Н;

Fr4 = v Rx42 Ry42 = v11532 22282 = 2509 Н.

Проверяем подшипники.

Fa/( V* Fr4) = 2202/(1*5409) = 0,89 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Эквивалентная нагрузка равна: Рэ = (Х*V*Fr4 Y* Fa)*Кб*КТ =

(2182 921)*1,25*1 = 3880 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.: L = (С/ Рэ)3 = (32600/3880)3 = 592 млн. об. (С = 69,4 КН).

Расчетная долговечность, час.:

Lh = L*106/(60*n2) = 592*106/(60*499) = 19,765*103 часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 19765 часов.

Проверка прочности шпоночных соединений

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов даны в приложении 5.

Материал шпонок - сталь 45, имеющая ?в = 598 МПА; ?т = 363 МПА. Коэффициент запаса прочности возьмем такой же, как и для валов - n = 5. Тогда [?] = ?в/ n = 598/5 = 119,6 МПА ? 120 МПА. [?]см ? 2[?] = 240 МПА.

Шпонки рассчитываются на смятие. Условие прочности имеет вид: ? см = 2Т/[d*(h - t1)*(l - b)] ? [?]см (8.1)

Ведущий вал

Дано: Т1 = 46,121 Н*м; dв1 = 19 мм; b = 8 мм; h = 6 мм; t1 = 3,5 мм; длина шпонки l = lвала - 2*(1…3) - фаска = 40 - 2*2 - 2 = 34 мм. ? см = 2Т1/[dв1*(h - t1)*(l - b)] =

2*46*103/[19*(6 - 3,5)*(34 - 8)] = 69,35 МПА < [?]см = 240 МПА.

Условие прочности выполняется

Ведомый вал (проверяем шпонку под колесом)

Дано: Т2 = 132 Н*м; dk2 = 32 мм; b = 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; длина шпонки l = Lct - 2*(1…3) = 40 - 2*2 = 36 мм.

? см = 2Т2/[dk2*(h - t1)*(l - b)] =

2*132*103/[32*(74)*(36-8)] = 98,86 МПА < [?]см = 240 МПА.

Условие прочности выполняется.

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА

1.Сборочный чертеж редуктора

Рис.

Рис.

Рис.

Рис. Чертеж вала ведомого

Рис. Чертеж колеса зубчатого

Таким образом в данном курсовом проекте был спроектирован электромеханический привод. Выполнены все расчеты, позволяющие обеспечить заданные технические характеристики устройства. Выполнены кинематический и геометрический расчет привода, расчет мощности электродвигателя, произведен расчет валов и зубчатых колес редуктора, выполнена компоновка и построение редуктора.

Также в данном курсовом проекте представлен сборочный чертеж редуктора с деталировкой зубчатого колеса и ведомого вала редуктора.

Выполняя данный курсовой проект я освоил и закрепил материал по разделу «Прикладная механика».

Таблица. Электродвигатели серии 4А Типоразмер Nном, КВТ Типоразмер Nном, КВТ

Синхронная частота вращения 3000 об/мин Синхронная частота вращения 1000 об/мин

4А63А2 4А63В2 4А71А2 4А71В2 4А80А2 4А80В2 4А90L2 4А100S2 4А100L2 4А112М2 4А132М2 4А160S2 4А160М2 4А180S2 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22 4А71А6 4А71В6 4А80А6 4А80В6 4А90L6 4А100L6 4А112МА6 4А112МВ6 4А132S6 4А132М6 4А160S6 4А160М6 4А180М6 4А200М6 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22

Синхронная частота вращения 1500 об/мин Синхронная частота вращения 750 об/мин

4А63В4 4А71А4 4А71В4 4А80А4 4А80В4 4А90L4 4А100S4 4А100L4 4А112М4 4А132S4 4А132М4 4А160S4 4А160М4 4А180S4 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22 4А80А8 4А80В8 4А90L8 4А100S8 4А100L8 4А112МА8 4А112МВ8 4А132S8 4А132М8 4А160S8 4А160М8 4А180М8 4А200М8 4А200L8 0,37 0,55 0,75 1,1 1,5 2,2 3 4 5,5 7,5 11 15 18,5 22

Таблица. Шарикоподшипники радиально-упорные

Обознач. подшип. d D B Динамич. грузопод. С, КН Статическая грузопод. С0, КН

Легкая серия

36201 46202 46203 46204 46205 46206 46207 46208 46209 46210 46211 46212 46213 46214 46215 46216 46217 46218 12 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 32 35 40 47 52 62 72 80 85 90 100 110 120 125 130 140 150 160 10 11 12 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 28 30 7,15 8,25 12,0 14,8 15,7 21,9 29,0 36,8 38,7 40,6 50,3 60,8 69,4 74,3 78,4 87,9 94,4 111 3,34 3,65 6,12 7,64 8,34 12,0 16,4 21,3 23,3 24,9 31,5 38,8 45,9 49,8 53,8 60,0 65,1 76,2

Средняя серия

36302 46303 46304 46305 46306 46307 46308 46309 46310 46311 46312 46313 46314 46316 46318 15 17 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 80 90 42 47 52 62 72 80 90 100 110 120 130 140 150 170 190 13 14 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 39 43 13,6 16,1 17,8 26,9 32,6 42,6 50,8 61,4 71,8 82,5 100 113 127 136 165 6,8 8,0 9,0 14,6 18,3 24,7 30,1 37,0 44,0 56,0 65,3 75,0 85,3 99,0 122

Рис. Шпонки призматические

Таблица. d вала Сечение шпонки Глубина паза b h Вала t1 Отв. t2

Св. 12 до 17 Св. 17 до 22 Св. 22 до 30 Св. 30 до 38 Св. 38 до 44 Св. 44 до 50 Св. 50 до 58 Св. 58 до 65 Св. 65 до 75 Св. 75 до 85 Св. 85 до 95 Св. 95 до 110 Св. 110 до 130 5 6 8 10 12 14 16 18 20 22 25 28 32 5 6 7 8 8 9 10 11 12 14 14 16 18 3 3,5 4 5 5 5,5 6 7 7,5 9 9 10 11 2,3 2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 4,3 4,4 4,9 5,4 5,4 6,4 7,4

Рис. Манжеты резиновые армированные (ГОСТ 8752 - 79)

Таблица. d D h1 h2 d D h1 h2

10 20 26 28 5 7 8 - 50 65 70 75 10 14

12 26 28 30 7 8 8 - 55 75 80 82 10 12 12 14 16 16

15 28 30 32 7 7 8 - 60 80 82 85 10 14

17 30 32 35 7 7 8 - 65 90 95 12 16

20 32 35 38 6 8 8 - 12 12 70 95 100 12 16

25 40 42 45 8 10 10 12 14 14 75 95 100 102 12 16

30 47 50 52 10 14 80 105 110 12 16

35 52 55 58 10 14 85 110 115 12 16

40 58 60 62 10 14 90 115 120 125 12 16

45 62 65 70 10 14 95 120 125 130 12 16

Таблица. Коэффициенты Х и Y для однорядних радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников

Угол контакта ?0 Fa/С0 Fa/(V*Fr) > е е

Х Y

0 0,014 0,028 0,056 0,084 0,110 0,170 0,280 0,420 0,560 0,56 2,30 1,99 1,71 1,55 1,45 1,31 1,15 1,04 1,00 0,19 0,22 0,26 0,28 0,30 0,34 0,38 0,42 0,44

12 0,014 0,029 0,057 0,086 0,110 0,170 0,290 0,430 0,570 0,45 1,81 1,62 1,46 1,34 1,22 1,13 1,04 1,01 1,00 0,30 0,34 0,37 0,41 0,45 0,48 0,52 0,54 0,54

26 - 0,41 0,87 0,68

36 - 0,37 0,66 0,95

При Fa/(V*Fr) ? е принимают Х = 1 и Y = 0.

Размещено на .ru