Реферат по предмету "Физика"


Разработка механического привода электродвигателя редуктора

Московскийгосударственный университет
путейсообщения (МИИТ)
Курсовойпроект по дисциплине
Детали машини основы конструирования
Разработка механическогопривода электродвигателя редуктора
Студент гр. ТДМ 311
Хряков К.С
2009 г.

Введение
Механический приводразрабатывается в соответствии со схемой, приведенной на рисунке 1.
/>
1 – электродвигатель;
2 – муфта;
3 – редуктор;
4 – муфта;
5 – исполнительныймеханизм
Рисунок 1 – Схема привода
Механический приводработает по следующей схеме: вращающий момент с электродвигателя 1 через муфту2 передаётся на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор понижает число оборотови увеличивает вращающий момент, который через муфту 4 передается наисполнительный механизм 5. Редуктор состоит из двух ступеней. Первая ступеньвыполнена в виде шевронной цилиндрической передачи, а вторая – в видепрямозубой.
Достоинством данной схемыпривода являются малые обороты и большой момент на выходном валу редуктора.Привод может использоваться на электромеханических машинах и конвейерах.
Исходные данные длярасчёта:
1. Синхроннаячастота вращения электродвигателя nсх= 3000 мин-1;
2. Частота вращенияна входе nu= 150 мин-1;
3. Вращающий моментна входе Tu= 400 Нм;
4. Срок службыпривода Lг= 6000 ч;
Переменный характернагружения привода задан гистограммой, изображённой на рисунке 2.
/>
Рисунок 2 –Гистограмманагружения привода.
Относительная нагрузка: k1=1; k2=0,3; k3=0,1 .
Относительное времяработы: l1=0,25; l2=0,25; l3=0,5 .
Характер нагрузки:толчки.

1. Кинематический исиловой расчёты привода
1.1 Определяем КПДпривода
ηпр =ηМ1 · ηред · ηМ2,
где ηпр –КПД привода;
ηМ1 – КПДупругой муфты;
ηред –КПД редуктора;
ηМ2 – КПДсоединительной муфты.
Принимаем: ηМ1= 0,95;
ηМ2 =0,98;[1]
Определяем КПД редуктора:
/>/>
где η1ст,η2ст – КПД первой и второй ступени редуктора.
η1ст =η2ст = 0,98 [1]
ηn– КПД пары подшипников; ηn = 0,99 [1]
z = 3 – число пар подшипников.
ηред =0,993 · 0,98 · 0,98 = 0,93.
ηпр =0,95 · 0,98 · 0,93 = 0,87.
1.2 Находим требуемуюмощность электродвигателя.
/>
1.3 Выборэлектродвигателя.
nсх = 3000 мин-1
Выбираем электродвигатель4А112М2 ГОСТ 19523-81 [2], мощность которого Рдв = 7,5 кВт
Величина скольжения
S = 2,5%
/>
nдв =2925 мин-1 – частотавращения вала двигателя.
1.4 Вычисляем требуемоепередаточное отношение редуктора
/>
1.5 Производим разбивкупередаточного отношения по ступеням
/>
Согласно рекомендациикниги [1], принимаем
/>
/>
1.6 Вычисляем частотывращения валов
· Быстроходный вал:
/>
· Промежуточныйвал:
/>
· Тихоходный вал:
/>
1.7 Вычисляем вращающиемоменты на валах
· Быстроходный вал:
/>
· Промежуточныйвал:
/>
· Тихоходный вал:
/>

2. Расчёт зубчатыхпередач
2.1 Расчёт зубчатойпередачи тихоходной ступени редуктора
2.1.1 Выбор материалов
Принимаем дляизготовления среднеуглеродистую конструкционную сталь с термообработкойнормализация и улучшение, что позволяет производить чистовое нарезание зубьев свысокой точностью после термообработки.
Такие колеса хорошоприрабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.Такой тип колес наиболее приемлем в условиях индивидуального и мелкосерийногопроизводства.
Шестерня – сталь 45,термообработка – улучшение;
(192…240) НВ, НВср=Н1=215;
Н1≥Н2+ (10…15)НВ;[3]
Колесо – сталь 45,термообработка – нормализация;
(170…217)НВ, НВср=Н2=195.
2.2 Определяем базовое числоциклов перемены напряжений
а) по контактнымнапряжениям:
NН0 = 30 · НВ2,4;
для шестерни N01 = />;
для колеса N02 = />;
б) по напряжениям изгиба:
NF0= 4 · 106.
2.3 Определяемфактическое число циклов перемены напряжений
а) по контактнымнапряжениям:
/>
/>
/>
б) по напряжениям изгиба:
/>
где m – показатель степени кривойусталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
Тогда,
/>
/>;

2.4 Вычисляем коэффициентдолговечности
а) по контактнымнапряжениям.
/>;
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 принимаемKFL1=1 и KFL2=1.
2.5 Вычисляем базовоезначение предела выносливости
а) для контактныхнапряжений
Для термообработкиулучшения
σ0нlimb=2·HB+70 [2]
Для шестерни:
σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.
б) для напряжений изгиба
Для термообработкиулучшение и нормализация:
σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]
σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;
σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.
2.6 Определяемдопускаемые контактные напряжения:
/>;
/> — коэффициент запаса.
При термообработкенормализация и улучшение принимаем />[2]
/> МПа;
/> МПа;
/> - расчет ведем по наименьшемузначению.

2.7 Определяемдопускаемые напряжения изгиба
/> 
где /> - коэффициент, зависящийот вероятности безотказной работы. Принимаем /> =1,75  [2]
/> - коэффициент, зависящий от способаизготовления заготовки, Для проката /> =1,15[2]
/> МПа;
/> МПа.
2.8 Проектный расчетцилиндрической прямозубой передачи.
2.8.1 Определяеммежосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба
/>;
Предварительно принимаемКНβ = 1,2[2]
Ψba-ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубойпередачи Ψba= 0,25 и Ка= 49,5 [2]
/>мм;
Принимаем ближайшеестандартное значение аWГОСТ=250 мм[2]
2.8.2 Определяем модульзацепления:
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 основныепараметры зубчатых колес:
а) суммарное числозубьев:
Z∑=/>
Z1= Z∑/(u+1)=200/(3,89+1)=40;
Z2= Z∑ – Z1 =200 – 40 = 160;
б) диаметры делительныхокружностей
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 окружностейвершин:
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 ишестерни:
b2 = Ψba· aW= 0,25 · 250 = 62 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;
Принимаем b1 = 66 мм.
2.9 Проверочный расчетцилиндрической прямозубой передачи.
2.9.1 Уточняемкоэффициент нагрузки:
Для отношения Ψbd= b2/d1 = 62/100 = 0,62, при несимметричномрасположении колес относительно опор, КНβ = 1,06[2]
2.9.2 Определениеокружной скорости колес и степени точности передачи:
/> м/с;
Принимаем 8-ю степеньточности по ГОСТ 1643-81[2]
2.9.3 Определяемкоэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHα·KHV= 1,06·1·1,05 = 1,11;
где KHα — коэффициент неравномерностинагрузки между зубьями;
KHα=1; [2]
KHV — коэффициент динамической нагрузки,
KHV=1,05 [2]
2.9.4 Вычисляемфактические контактные напряжения
/>МПа;
/> 
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
/>МПа
/>
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd= b2/d1 = 45/100 = 0,45 .
2.9.5 Проверяем зубья навыносливость по напряжениям изгиба
Уточняем коэффициентнагрузки:
КF = КFβ· КFυ = 1,08 · 1,45 = 1,57 ;
Принимаем:
КFβ = 1,08[2]
КFυ = 1,45[2]
YF – коэффициент, учитывающий формузуба;
YF1 = 3,7[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряженияизгиба:
/> ;
/>МПа F1 ;
/> МПа F2 ;
2.9.6 Выполняемпроверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.
/> ;
Определяем коэффициентперегрузки:
/>;
Находим контактноенапряжение:
σHmax = σH · />= 387 · />= 585 МПа ;
Находим изгибныенапряжения:
σFmax1= σF1·Кmax = 105 · 2,285 = 240 МПа ;
σFmax2= σF2·Кmax = 114 · 2,285 = 260 МПа .
Для термообработкиулучшение и нормализация:
[σ]Hmax=2,8 · σТ[3]
[σ]Fmax=0,8 · σТ
где σТ – предел текучести материала.
Для колеса σТ = 340 МПа ;
[σ]H2max= 2,8 · 340= 952 МПа > σHmax;
[σ]F2max= 0,8 · 340= 272 МПа > σF2max;
Условие статическойпрочности выполняется.

3. Расчёт зубчатойпередачи быстроходной ступени редуктора
3.1 Выбор материалов
Принимаем дляизготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал итермообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшаетноменклатуру материалов.
Шестерня – сталь 45,термообработка – улучшение;
(192…240) НВ, НВср=Н1=215;
Н1≥Н2+ (10…15)НВ;[3]
Колесо – сталь 45,термообработка – нормализация;
(170…217)НВ, НВср=Н2=195.
3.2 Определяем базовоечисло циклов перемены напряжений.
а) по контактнымнапряжениям:
NН0 = 30 · НВ2,4;
для шестерни N01 = />;
для колеса N02 = />;
б) по напряжениям изгиба:
NF0= 4 · 106.
3.3 Определяемфактическое число циклов перемены напряжений.
а) по контактнымнапряжениям:
/>
/>
/>
б) по напряжениям изгиба:
/>
где m – показатель степени кривойусталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.
Тогда,
/>
/>;
3.4 Вычисляем коэффициентдолговечности
а) по контактнымнапряжениям.
/>;
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 принимаемKFL1=1 и KFL2=1.
3.5 Вычисляем базовоезначение предела выносливости:
а) для контактныхнапряжений
Для термообработкиулучшения
σ0нlimb=2·HB+70 [2]
Для шестерни:
σ0нlimb1 = 2·215 + 70 = 500 МПа.
Для колеса:
σ0нlimb2 = 2·195 + 70 = 460 МПа.
б) для напряжений изгиба
Для термообработкиулучшение и нормализация:
σ0Flimb= 1,8 НВ;[2]
σ0Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;
σ0Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.
3.6 Определяемдопускаемые контактные напряжения:
/>;
/> — коэффициент запаса.
При термообработкенормализация 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 Определяемдопускаемые напряжения изгиба:
/> 
где /> - коэффициент, зависящийот вероятности безотказной работы. Принимаем /> =1,75  [2]
/> - коэффициент, зависящий от способаизготовления заготовки, Для проката /> =1,15[2]
/> МПа;
/> МПа.
3.8 Проектный расчетцилиндрической прямозубой передачи.
3.8.1 Определяеммежосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.
/>;
Предварительно принимаемКНβ = 1,1[2]
Ψba-ширина зубчатого венца;
Принимаем для прямозубойпередачи Ψba= 0,4 и Ка= 43 [2]
/>мм;
Принимаем ближайшеестандартное значение аWГОСТ=125 мм[2]
3.8.2 Определяем модульзацепления:
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 основныепараметры зубчатых колес:
а) назначаем угол наклоназубьев
β = 30º[2]
б) определяем значениеторцевого модуля
/> мм ;
в) суммарное числозубьев:
Z∑=/>
г) уточняем значение mt и β:
/>мм ;
/>
βº =30,23066º
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 делительныхокружностей
d = mt· z;
d1 = 2,3148 · 18 = 41,666 мм;
d2 = 2,3148 · 90 = 208,332 мм;
ж) диаметры окружностейвершин:
da1 =d1 + 2·mn = 41,666 + 2·2 = 45,666 мм;
da2 =d2 + 2·mn = 208,332 + 2·2 = 212,332 мм;
з) диаметры окружностейвпадин:
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 ишестерни:
b2 = Ψba· aW= 0,4 · 125 = 50 мм;
b1 = b2 + 4…8 = 50 + 4…8 = 54…58 мм;
Принимаем b1 = 55 мм.
3.9 Проверочный расчетшевронной зубчатой передачи.
3.9.1 Уточняемкоэффициент нагрузки:
Для отношения Ψbd= b2/d1 = 50/41,666 = 1,2, принесимметричном расположении колес относительно опор, КНβ =1,15[2]
3.9.2 Определениеокружной скорости колес и степени точности передачи:
/> м/с;
Принимаем 8-ю степеньточности по ГОСТ 1643-81[2]
3.9.3 Определяемкоэффициент нагрузки:
KH=KHβ·KHα·KHV= 1,15·1,13·1,01 = 1,31;
где KHα — коэффициент неравномерностинагрузки между зубьями;
KHα=1,13 [2]
KHV — коэффициент динамической нагрузки,
KHV=1,01 [2]
3.9.4 Вычисляемфактические контактные напряжения
/>МПа;
/> 
Принимаем b2 = 45 мм, тогда
/>МПа
/>
Принимаем b1 = 50 мм и уточняем Ψbd= b2/d1 = 45/41,666 = 1,08 .
3.9.5 Проверяем зубья навыносливость по напряжениям изгиба
Уточняем коэффициентнагрузки:
КF = КFβ· КFυ = 1,26 · 1,3 = 1,64 ;
Принимаем:
КFβ = 1,26[2]
КFυ = 1,3 [2]
Вычисляем коэффициентторцового перекрытия εα :
/>
Определяем коэффициент,учитывающий многопарность зацепления
/>
Определяем коэффициент,учитывающий наклон контактной линии:
/> ;
Определяем эквивалентноечисло зубьев:
/>;
/>;
YF – коэффициент, учитывающий формузуба;
YF1 = 3,85[2]
YF2 = 3,6[2]
Вычисляем напряженияизгиба:
/> ;
/>МПа F1 ;
/> МПа F2 ;
3.9.6 Выполняемпроверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок
/> ;
Определяем коэффициентперегрузки:
/>;
Находим контактноенапряжение:
σHmax = σH · />= 386 · />= 583 МПа ;
Находим изгибныенапряжения:
σFmax1= σF1·Кmax = 42 · 2,285 = 96 МПа ;
σFmax2= σF2·Кmax = 44 · 2,285 = 101 МПа .
Для термообработкиулучшение и нормализация:
[σ]Hmax=2,8 · σТ[3]
[σ]Fmax=0,8 · σТ
где σТ – предел текучести материала.
Для колеса σТ = 340 МПа ;
[σ]H2max= 2,8 · 340= 952 МПа > σHmax;
[σ]F2max= 0,8 · 340= 272 МПа > σF2max;
Условие статическойпрочности выполняется


Не сдавайте скачаную работу преподавателю!
Данный реферат Вы можете использовать для подготовки курсовых проектов.

Поделись с друзьями, за репост + 100 мильонов к студенческой карме :

Пишем реферат самостоятельно:
! Как писать рефераты
Практические рекомендации по написанию студенческих рефератов.
! План реферата Краткий список разделов, отражающий структура и порядок работы над будующим рефератом.
! Введение реферата Вводная часть работы, в которой отражается цель и обозначается список задач.
! Заключение реферата В заключении подводятся итоги, описывается была ли достигнута поставленная цель, каковы результаты.
! Оформление рефератов Методические рекомендации по грамотному оформлению работы по ГОСТ.

Читайте также:
Виды рефератов Какими бывают рефераты по своему назначению и структуре.

Сейчас смотрят :

Реферат Задачи, деятельность эксперта в системах моделирования
Реферат Разработка игровой программы Морской бой
Реферат Експертні системи
Реферат Гражданская ответственность за ущерб от загрязнения окружающей среды
Реферат Основные принципы решения транспортной задачи
Реферат «Гликозидазы. Амилолитические, целлюлолитические, пектинолитические ферменты»
Реферат Leaves Of Grass Essay Research Paper The
Реферат Праздники и обряды русского народа как часть факультативного курса Народное творчество
Реферат “Космическая философия” К.Э. Циолковского
Реферат Анализ финансово-хозяйственной деятельности предприятия ООО "Молочная компания" и разработка мероприятия по модернизации производства
Реферат Дослідження активних фільтрів
Реферат Lipids And Fats Essay Research Paper Lipids
Реферат Аннотация научно-образовательного материала (ном)
Реферат Електронна візитна картка
Реферат Захист мовної інформації в каналах звязку