Курсовая работа по предмету "Физика и энергетика"

Узнать цену курсовой по вашей теме


Разработка механического привода электродвигателя редуктора



26

Московский государственный университет

путей сообщения (МИИТ)

Курсовой проект по дисциплине

Детали машин и основы конструирования

Разработка механического привода электродвигателя редуктора

Студент гр. ТДМ 311

Хряков К.С

2009 г.

Введение

Механический привод разрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.

1 - электродвигатель;

2 - муфта;

3 - редуктор;

4 - муфта;

5 - исполнительный механизм

Рисунок 1 - Схема привода

Механический привод работает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя 1 через муфту 2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотов и увеличивает вращающий момент, который через муфту 4 передается на исполнительный механизм 5. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступень выполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а вторая - в виде прямозубой.

Достоинством данной схемы привода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора. Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.

Исходные данные для расчёта:

1. Синхронная частота вращения электродвигателя nсх= 3000 мин-1;

2. Частота вращения на входе nu= 150 мин-1;

3. Вращающий момент на входе Tu= 400 Нм;

4. Срок службы привода Lг= 6000 ч;

Переменный характер нагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.

Рисунок 2 -Гистограмма нагружения привода.

Относительная нагрузка: k1=1 ; k2=0,3 ; k3=0,1 .

Относительное время работы: l1=0,25 ; l2=0,25 ; l3=0,5 .

Характер нагрузки: толчки.

1. Кинематический и силовой расчёты привода

1.1 Определяем КПД привода

зпр = зМ1 · зред · зМ2,

где зпр - КПД привода;

зМ1 - КПД упругой муфты;

зред - КПД редуктора;

зМ2 - КПД соединительной муфты.

Принимаем: зМ1 = 0,95;

зМ2 = 0,98;[1]

Определяем КПД редуктора:

где з1ст, з2ст - КПД первой и второй ступени редуктора.

з1ст = з2ст = 0,98 [1]

зn - КПД пары подшипников; зn = 0,99 [1]

z = 3 - число пар подшипников.

зред = 0,993 · 0,98 · 0,98 = 0,93.

зпр = 0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.

1.2 Находим требуемую мощность электродвигателя.

1.3 Выбор электродвигателя.

nсх = 3000 мин-1

Выбираем электродвигатель 4А112М2 ГОСТ 19523-81 [2], мощность которого Рдв = 7,5 кВт

Величина скольжения

S = 2,5%

nдв =2925 мин-1 - частота вращения вала двигателя.

1.4 Вычисляем требуемое передаточное отношение редуктора

1.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням

Согласно рекомендации книги [1], принимаем

1.6 Вычисляем частоты вращения валов

· Быстроходный вал:

· Промежуточный вал:

· Тихоходный вал:

1.7 Вычисляем вращающие моменты на валах

· Быстроходный вал:

· Промежуточный вал:

· Тихоходный вал:

2. Расчёт зубчатых передач

2.1 Расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора

2.1.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкой нормализация и улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев с высокой точностью после термообработки.

Такие колеса хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.

Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;

(192…240) НВ,НВср1=215 ;

Н12 + (10…15)НВ;[3]

Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;

(170…217)НВ,НВср2=195.

2.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

NН0 = 30 · НВ2,4;

для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;

б) по напряжениям изгиба:

NF0 = 4 · 106.

2.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений

а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

2.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:

;

Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4•106 и NFE2 > 4•106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.

2.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

у0нlimb=2·HB+70 [2]

Для шестерни:

у0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

у0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:

у0Flimb= 1,8 НВ;[2]

у0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

у0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

2.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

- коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]

МПа;

МПа;

- расчет ведем по наименьшему значению.

2.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба

где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

МПа;

МПа.

2.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба

;

Предварительно принимаем КНв = 1,2[2]

Шba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Шba= 0,25 и Ка = 49,5 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=250 мм [2]

2.8.2 Определяем модуль зацепления:

mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·250=2,5…5 мм

принимаем mn=2,5 мм [2]

2.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) суммарное число зубьев:

Z?=

Z1= Z?/(u+1)=200/(3,89+1)=40;

Z2= Z? - Z1 =200 - 40 = 160;

б) диаметры делительных окружностей

d = mn · z;

d1 = 2,5 · 40 = 100 мм;

d2 = 2,5 · 160 = 400 мм;

Проверка: аW = (d1 + d2)/2;

250 = (100 + 400)/2;

250 = 250.

в) диаметры окружностей вершин:

da1 = d1 + 2·mn = 100 + 2·2,5 = 105 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 400 + 2·2,5 = 405 мм;

г) диаметры окружностей впадин:

df1 = d1 - 2,5·mn = 100 - 2,5·2,5 = 93,75 мм;

df2 = d2 - 2,5·mn = 400 - 2,5·2,5 = 393,75 мм;

д) ширина колеса и шестерни:

b2 = Шba · aW = 0,25 · 250 = 62 мм;

b1 = b2 + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;

Принимаем b1 = 66 мм.

2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Шbd = b2/d1 = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНв = 1,06[2]

2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]

2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

KH=K·K·KHV = 1,06·1·1,05 = 1,11 ;

где K- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K=1; [2]

KHV- коэффициент динамической нагрузки,

KHV=1,05 [2]

2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения

МПа ;

Принимаем b2 = 45 мм, тогда

МПа

Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Шbd = b2/d1 = 45/100 = 0,45 .

2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:

КF = КFв · КFх = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;

Принимаем:

К = 1,08[2]

КFх = 1,45[2]

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;

YF1 = 3,7[2]

YF2 = 3,6[2]

Вычисляем напряжения изгиба:

;

МПа < [у] F1 ;

МПа < [у] F2 ;

2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.

;

Определяем коэффициент перегрузки:

;

Находим контактное напряжение:

уHmax = уH · = 387 · = 585 МПа ;

Находим изгибные напряжения:

уFmax1= уF1· Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

уFmax2= уF2· Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа .

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у]Hmax = 2,8 · уТ[3]

[у]Fmax = 0,8 · уТ

где уТ - предел текучести материала.

Для колеса уТ = 340 МПа ;

[у]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > уHmax ;

[у]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > уF2max ;

Условие статической прочности выполняется.

3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора

3.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшает номенклатуру материалов.

Шестерня - сталь 45, термообработка - улучшение;

(192…240) НВ,НВср1=215 ;

Н12 + (10…15)НВ;[3]

Колесо - сталь 45, термообработка - нормализация;

(170…217)НВ,НВср2=195.

3.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

NН0 = 30 · НВ2,4;

для шестерни N01 = ;

для колеса N02 = ;

б) по напряжениям изгиба:

NF0 = 4 · 106.

3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m - показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

3.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как NНЕ1> NН01, то принимаем KHL1=1;

Для колеса:

;

Так как NНЕ2> NН02, то принимаем KHL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как NFE1 > 4•106 и NFE2 > 4•106, то принимаем KFL1=1 и KFL2=1.

3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

у0нlimb=2·HB+70 [2]

Для шестерни:

у0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

у0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:

у0Flimb= 1,8 НВ;[2]

у0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

у0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

- коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем [2]

МПа;

МПа;

Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]

МПа ;

[2]

МПа > 393 МПа ;

Так как , то принимаем МПа .

3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где - коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

МПа;

МПа.

3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.

;

Предварительно принимаем КНв = 1,1[2]

Шba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Шba= 0,4 и Ка = 43 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение аW ГОСТ=125 мм [2]

3.8.2 Определяем модуль зацепления:

mn=(0,01…0,02)·аW=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм

принимаем mn=2 мм [2]

3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев

в = 30є[2]

б) определяем значение торцевого модуля

мм ;

в) суммарное число зубьев:

Z?=

г) уточняем значение mt и в:

мм ;

вє = 30,23066є

д) число зубьев шестерни:

Z1= Z?/(u+1)=108/(5,01+1)=18;

число зубьев колеса:

Z2= Z? - Z1 =108 - 18 = 90;

Проверка: аW = (Z1 + Z2) · mt /2 ;

125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;

125 =125 ;

е) диаметры делительных окружностей

d = mt · z;

d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;

d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;

ж) диаметры окружностей вершин:

da1 = d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;

з) диаметры окружностей впадин:

df1 = d1 - 2,5·mn = 41,666 - 2,5·2 = 36,666 мм;

df2 = d2 - 2,5·mn = 208,332 - 2,5·2 = 203,332 мм;

и) ширина колеса и шестерни:

b2 = Шba · aW = 0,4 · 125 = 50 мм;

b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;

Принимаем b1 = 55 мм.

3.9 Проверочный расчет шевронной зубчатой передачи.

3.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Шbd = b2/d1 = 50/41,666 = 1,2 , при несимметричном расположении колес относительно опор, КНв = 1,15[2]

3.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]

3.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

KH=K·K·KHV = 1,15·1,13·1,01 = 1,31 ;

где K- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K=1,13 [2]

KHV- коэффициент динамической нагрузки,

KHV=1,01 [2]

3.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения

МПа ;

Принимаем b2 = 45 мм, тогда

МПа

Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Шbd = b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .

3.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:

КF = КFв · КFх = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;

Принимаем:

К = 1,26[2]

КFх = 1,3 [2]

Вычисляем коэффициент торцового перекрытия еб :

Определяем коэффициент, учитывающий многопарность зацепления

Определяем коэффициент, учитывающий наклон контактной линии:

;

Определяем эквивалентное число зубьев:

;

;

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба;

YF1 = 3,85[2]

YF2 = 3,6[2]

Вычисляем напряжения изгиба:

;

МПа < [у] F1 ;

МПа < [у] F2 ;

3.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок

;

Определяем коэффициент перегрузки:

;

Находим контактное напряжение:

уHmax = уH · = 386 · = 583 МПа ;

Находим изгибные напряжения:

уFmax1= уF1· Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;

уFmax2= уF2· Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .

Для термообработки улучшение и нормализация:

[у]Hmax = 2,8 · уТ[3]

[у]Fmax = 0,8 · уТ

где уТ - предел текучести материала.

Для колеса уТ = 340 МПа ;

[у]H2max = 2,8 · 340 = 952 МПа > уHmax ;

[у]F2max = 0,8 · 340 = 272 МПа > уF2max ;

Условие статической прочности выполняется




Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данную курсовую работу Вы можете использовать для написания своего курсового проекта.

Доработать Узнать цену работы по вашей теме
Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме:

Пишем курсовую работу самостоятельно:
! Как писать курсовую работу Практические советы по написанию семестровых и курсовых работ.
! Схема написания курсовой Из каких частей состоит курсовик. С чего начать и как правильно закончить работу.
! Формулировка проблемы Описываем цель курсовой, что анализируем, разрабатываем, какого результата хотим добиться.
! План курсовой работы Нумерованным списком описывается порядок и структура будующей работы.
! Введение курсовой работы Что пишется в введении, какой объем вводной части?
! Задачи курсовой работы Правильно начинать любую работу с постановки задач, описания того что необходимо сделать.
! Источники информации Какими источниками следует пользоваться. Почему не стоит доверять бесплатно скачанным работа.
! Заключение курсовой работы Подведение итогов проведенных мероприятий, достигнута ли цель, решена ли проблема.
! Оригинальность текстов Каким образом можно повысить оригинальность текстов чтобы пройти проверку антиплагиатом.
! Оформление курсовика Требования и методические рекомендации по оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Разновидности курсовых Какие курсовые бывают в чем их особенности и принципиальные отличия.
Отличие курсового проекта от работы Чем принципиально отличается по структуре и подходу разработка курсового проекта.
Типичные недостатки На что чаще всего обращают внимание преподаватели и какие ошибки допускают студенты.
Защита курсовой работы Как подготовиться к защите курсовой работы и как ее провести.
Доклад на защиту Как подготовить доклад чтобы он был не скучным, интересным и информативным для преподавателя.
Оценка курсовой работы Каким образом преподаватели оценивают качества подготовленного курсовика.

Другие популярные курсовые работы:

Сейчас смотрят :

Курсовая работа Законодательное регулирование инвестиционной деятельности в РФ
Курсовая работа Религиозный туризм
Курсовая работа Сегментирование рынка
Курсовая работа Расходы бюджетов РФ на национальную оборону
Курсовая работа Источники формирования капитала предприятия и его размещение
Курсовая работа Аудит расчетов с персоналом по оплате труда
Курсовая работа Уголовная ответственность несовершеннолетних и ее особенности
Курсовая работа Банковская система и ее роль в экономике.
Курсовая работа Фонд социального страхования. Анализ по расходам
Курсовая работа Валютная система Российской Федерации
Курсовая работа Педагогический рисунок
Курсовая работа Маркетинговые исследования потребителей туристского продукта
Курсовая работа Инвестиционная деятельность коммерческих банков
Курсовая работа Оценка состояния российского рынка ценных бумаг
Курсовая работа Анализ эффективности производства зерна на примере РУСП Совхоз-комбинат Мир