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