|
Курсовая работа: Проектирование электродвигателяКурсовая работа: Проектирование электродвигателяМИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РФ ТОЛЬЯТТИНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту Выполнил: Ананченко К.С. Группа: М-301 Проверил: Пахоменко А.Н. ТОЛЬЯТТИ 2004г. Введение Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин. Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др. 1. Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода Кинематическая схема привода общего назначения. ЭД – электродвигатель1 – цепная передача 2 – коническая передача 3 – цилиндрическая передача Мощность на выходном валу привода: Рвв=2,1кВт. Частота вращения на выходном валу привода: nвв=112об/мин. Нагрузка постоянная. Коэффициент перегрузки: Кп=1,45. Срок службы привода: t=25000сек. Энерго-кинематический расчет приводаИсходные данные для расчета:Мощность на выходном валу: 2,1 КВт. Частота вращения выходного вала: 112об/мин. Нагрузка постоянная Срок службы: 25000 часов. 1-цепная передача. 2-цилиндрическая косозубая передача. 3-цилиндрическая прямозубая передача. Передачи 2 и 3 закрытые. ЭД – электродвигатель. Выбор параметров передач и элементов приводаНазначаем КПД (h) передач и элементов (подшипников) привода: - цепная передача —0,96 - передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98 - передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98 - подшипники качения (одна пара) — 0,995 Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода: , где: m - число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3) Задаемся передаточными числами (U) передач привода: - цепная передача — U1=2 - зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U2=3 - зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)— U3=3 Определяем передаточное число привода: ; Определяем расчетную мощность электродвигателя: Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя: Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты: марка электродвигателя —4А 90L4;; . Определяем фактическое передаточное число привода: Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа: примем передаточное число цепной передачи — Uст1=2,0; Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом: прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) — , где ; принимаю ; косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) —
; Принемаю . Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее: ; . Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода: об/мин. Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5% : Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета. Определяем частоты вращения валов привода: об/мин. об/мин. об/мин. об/мин. Определяем вращающие моменты на валах привода: Н·м. Н·м. Н·м. Н·м. Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:
Расчет цепной передачи Исходные данные: Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n1 = 1425об/мин. Частота вращения ведомой звездочки: n2 =712,5 об./мин. Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт. Передаточное число цепной передачи: u = 2,0. Расчет: Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки: z1=29-2u=29-2·2=25. Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки: z1=25= zтабл=25…27, где: z табл=25…27. Определяю число зубьев ведомой звездочки: z2=25·2 = 50 Определяю фактическое передаточное число цепной передачи: Определяю отклонение от заданного передаточного числа: Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии. Определяю шаг цепи P по следующей формуле: , где: Кэ=Кд·Ка·Кн·Крег·Ксм·Креж Для однорядной цепи Кm= 1. По таблицам выбираю коэффициенты: КД=1– для спокойной нагрузки; Ka=1; KH=1; Kрег=1 - для передвигающихся опор; Ксм=1,5 – для периодического смазывания; Креж= 1,25 - для двухсменной работы. Кэ = 1·1·1,25·1·1,5·1,25 = 2,93 При n1 = 1425 мин-1, [P] = 19,19МПа.: Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм. По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75. Определяю межосевое расстояние: а=(30…50)·P=(30…50)·12,7=381…635 мм Принимаю среднее значение межосевого расстояния: а = 508 мм. Определяю число звеньев цепи: Принимаю целое число звеньев цепи: W = 118 Определяю фактическое межосевое расстояние: Определяю монтажное межосевое расстояние: ам=0,997·а=0,997·508,662=507,136 мм. Определяю скорость цепи: . По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит Ксм=0,8 Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи. Рассчитываю делительный диаметр: . Рассчитываю диаметры окружности выступов: De1=P (0,5+ctg (180º/z1)=12,7(0,5 + ctg (1800/25)) = 106,881 мм. De2=P (0,5+ctg (180º/z2)=12,7(0,5 + ctg (1800/50)) = 208,211 мм. Рассчитываю диаметры окружности впадин: Di1=Dd1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм. Di2= Dd2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм. Рассчитываю радиусы впадины: r=0,5025d1+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм., где: d1=7,75 мм по табл. 4 Радиусы закругления зуба: r1=1,7d1 = 1,7*9,75 = 13,175мм. h1=0,8d1 = 0,8*7,75= 6,2 мм. b1=0,93 Bbh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм., где: Рассчитываю диаметры обода: Dc1=P·ctg(180º/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180º/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм. Dc2=P·ctg(180º/z2)-1,2h = 12.7*сtg(180º/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм., где: h=10,0мм. Определяю окружную силу: . По табл. 11 [n]max=2525 мин-1 при P=12,7мм и n1=1425мин-1 < [n]max = =2525 мин-1. Определяю число ударов: по табл.12 [ν]=60 . Условие ν < [ν] выполняется. Определяю удельное давление в шарнирах: , где: уточненное значение Кэ=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6 Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется. Значение [p] выбираю по таблице 8. Определяю статистическую прочность цепи: , где: Q=9000H по табл.2; q=0,3кг; Fv=q*v = 0,3·7,542 = 17,055H; F0=9,81·Kf ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10-3=9,431 H, где: Кf=6,3 для горизонтальной передачи. По табл.14 [n]=12,54 Условие n=27,017 > [n] =12,54 выполняется. Определяю силу, действующую на опоры вала; Fon=KgFt+2Fo= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H. Определяю стрелу провисания цепи: f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм. Расчет цилиндрической передачи Так как редуктор соосный, расчёт закрытых передач начинаем с тихоходной ступени, то есть с прямозубой цилиндрической передачи. Исходные данные: Выбираем материалы для изготовления зубчатых колёс и способы термообработки: Выбираем в зависимости от выходной мощности Так как NВЫХ =кВт, тогда материалы зубчатых колес – Сталь 40Х. Термообработка: шестерни – улучшение, твердость Н1 = (269…262)=265НВ; колеса – улучшение, твердость Н2 = (235…262)=250НВ. u = 2,5 – передаточное число. n1 = 285об/мин – частота вращения шестерни, n2 = 114об/мин – частота вращения колеса, T1 = 72,157 Н∙м – вращающий момент на шестерне, T2 = 175,901 Н∙м – вращающий момент на колесе, Коэффициент перегрузки при пуске двигателя Кпер = 1,45. 1. Выбираем коэффициент ширины зуба yba с учетом того, что имеем несимметричное расположение колес относительно опор: yba = 0,4 Тогда коэффициент ширины зуба по диаметру ybd определяем по формуле: ybd = 0,5×yba×(u+1) = 0,5×0,4×(2,5+1) = 0,7. 2. Проектный расчет заключается в определении межосевого расстояния проектируемой передачи:,где Ka = 495 – вспомогательный коэффициент, зависящий от вида передачи и материала зубчатых колёс (т.к. прямозубая передача.);T2H = 175,901– вращающий момент на валу колеса, Н×м;u = 2,5– передаточное отношение;KHb = 1,07–коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, зависит от параметра ybd, схемы передачи и твердости активных поверхностей зубьев;yba = 0,4– коэффициент ширины зуба;σHP – допускаемое контактное напряжение, МПа. Допускаемые контактные σHP напряжения определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:,где σHlimb1,2 =2×НHB +70 МПа– предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, для закалённых колес.σHlimb1 = 2×ННВ + 70=2×265+70=600 МПаσHlimb2 = 2×ННВ + 70=2×200+70=570 МПаSH1,2 = 1,1– коэффициент запаса прочности (т.к улучшение);ZR – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;Zu – коэффициент, учитывающий окружную скорость;ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости масла;ZX – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.В проектировочном расчете ZR ×Zu ×ZL ×ZX = 0,9. Тогда: . ZN – коэффициент долговечности;Суммарное число циклов перемены напряжений NК при постоянной нагрузке определяется следующим образом: NK = 60×c×n×t, где с – число зубчатых колес, сцепляющихся с рассчитываемым зубчатым колесом, n – частота вращения, рассчитываемого зубчатого колеса (шестерни), об/мин, t = 22000– срок службы передачи, в часах.Таким образом: NK1 = 60×c×n1×t = 60∙1∙285∙25000 = 428∙106 циклов, NK2 = 60×c×n2×t = 60∙1∙114∙25000 = 171∙106 циклов. Базовые числа циклов напряжений, соответствующие пределу выносливости, определяется по формуле: NHlim1,2 = 30×HHB12,4, NHlim1 = 30∙2652,4= 20∙106 NHlim2 = 30∙2502,4= 17∙106 Так как NK > NHlim определяем значение ZN по формуле: ZN1 = = 0,858, Так как NK < NHlim определяем значение ZN по формуле: ZN1 = = 0,891. Принимаем ZN1 = ZN2 = 0,9 (соответственно графику). Используя полученные данные, найдем допускаемые контактные напряжения σHP, МПа: ∙0,9∙0,9 = 442, ∙0,9∙0,9 = 420. В качестве допускаемого контактного напряжения σHP для прямозубой передачи при проектировочном расчете принимают допускаемое напряжение того зубчатого колеса (шестерни или колеса), для которого оно меньше, то есть:σHP = σHP2=420 МПа.Полученные данные подставим в формулу по определению межосевого расстояния:=130,497 мм.Полученное межосевое расстояние округляется до стандартного значения: aω = 125 мм.3. Рассчитываем значение модуля:m = (0,01…0,02)×aω = (0,01…0,02)×125=1,25…2,5 мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный нормальный модуль:m = 2,5 мм.4. Угол наклона зубьев b = 0°Определяем суммарное число зубьев zC шестерни z1 и колеса z2 :zC = (2×aω×сosb)/m = 2∙125∙сos(0°)/2,5 = 100,Тогда:z1 = zC/(1+u) = 100/(2,5+1) = 29,z2 = zС – z1 = 100 – 29= 71.где zmin = 17 для передач без смещения.5. Уточняем передаточное число и его погрешность по формулам:, что меньше допустимых максимальных 3%. 6. Уточняем значение угла b по формуле:, тогда b = 0° 7. Основные размеры шестерни и колеса:7.1 Делительные диаметры шестерни и колеса определяются по формуле, мм:7.2 Диаметры вершин зубьев определяются по формуле с учетом того, что зубья изготовлены без смещения (х = 0), мм:da1 = d1 + 2×m= 72,5 + 2×2,5=77,5,da2 = d2 + 2×m = 177,5 + 2,5×2= 182,5;7.3 Диаметры впадин, мм:df1=d1 – 2,5×m = 72,5 – 2,5×2,5 = 66,25,df2=d2 – 2,5×m = 177,5 – 2,5×2,5 = 171,25;7.4 Основные диаметры, мм:db1 = d1∙cosat = 72,5×cos20 = 68,128, db2 = d2∙cosat = 177,5×cos20 = 166,795,где делительный угол профиля в торцовом сечении: °. Проверим полученные диаметры по формуле:aω = (d1 + d2)/2 = (72,5 + 177,5)/2 = 125,что совпадает с ранее найденным значением.7.5 Ширина колеса определяется по формуле:b2 = yba×aω = 0,4∙125 = 50мм. 7.6 Ширина шестерни определяется по формуле:b1 = b2 + (5...10) = 50 + (5...10) = 55…60 мм. Полученное значение ширины округляем до нормального линейного размера: b1 = 57 мм.9. Определим окружную скорость зубчатых колес по формуле:м/c. По окружной скорости колес назначаем 9-ю степень точности зубчатых колес. 11. Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 11.1 Определение расчетного контактного напряженияКонтактная выносливость устанавливается сопоставлением, действующим в полосе зацепления расчетного и допускаемого контактного напряжений:σH = σH0×≤ σHP,где KH – коэффициент нагрузки;σH0 – контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1.Контактное напряжение в полюсе зацепления при KH = 1 определяют следующим образом, МПа:σH0 = ZE×ZH×Ze,где ZE = 190– коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес, для стальных зубчатых колес;ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:где делительный угол профиля в торцовом сечении: °; основной угол наклона: βb = arcsin(sinβ×cos20°) = arcsin(0×0,94) = 0°; угол зацепления: , так как х1 + х2 = 0, то atw = at = 20°. Коэффициент осевого перекрытия eb определяется по формуле:eb = bw / pX,где осевой шаг: Þ Ze – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:, так как eb =0 где коэффициент торцового перекрытия: ea =eа1 + eа2, составляющие коэффициента торцового перекрытия: , , где углы профиля зуба в точках на окружностях вершин: |
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, рефераты на тему, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |