Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт…………………………………….

1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода……………………

1.2 Выбор электродвигателя…………………………………………………………………….

1.3 Определение частот вращения на валах…………………………………………………

2. Расчёт зубчатых колес редуктора…………………………………………………………..

2.1 Расчет материала зубчатых колёс………………………………………………………….

2.2 Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость……………..

2.3 Определение межосевого расстояния……………………………………………………..

2.4 Определение модуля зацепления…………………………………………………………..

2.5 Определение числа зубьев шестерни "z₁" и колеса "z₂"……………………………….

2.6 Основные размеры шестерни и колеса…………………………………………………

2.7 Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе………………………………………………………………………………………….

3. Предварительный расчёт валов……………………………………………………………..

3.1 Выбор муфты…………………………………………………………………………………

4. Выбор подшипников качения………………………………………………………………..

5. Проверка долговечности подшипников…………………………………………………….

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса…………………………………………….

7. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………………..

8. Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………………………..

9. Уточнённый расчёт валов…………………………………………………………………….

9.1 Построение эпюр…………………………………………………………………………….

10. Выбор сорта масла…………………………………………………………………………...

11. Расчёт передачи винт-гайка………………………………………………………………...

12. Проверка винта на устойчивость…………………………………………………………..

13. Общие выводы………………………………………………………………………………….

14. Кинематическая схема ……………………………………………………………………….

Литература

Введение.

Курс «Детали машин» является общетехнической дисциплиной , которую изучают все студенты механических специальностей высших учебных заведений. Полное изучение данной дисциплины позволяет приблизить студента к инженерному делу и изучить навыки конструирования отдельных приборов и механизмов в целом.

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

1.1 Определение общего коэффициента полезного действия привода

Дано:

Размеры стола a´b=150´200 (мм)

Скорость перемещения V=250 (мм/с)

КПД пары цилиндрических зубчатых колес h₁=0.98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h₂=0.99; КПД зубчатой передачи h₃=0.5; КПД, учитывающий потери в опорах вала, h₄ =0.97.

Общий КПД привода

h = h₁ ´ h₂ ´ h₃´ h₄=0.98´0.99²´0.5´0.97=0.465

Принимаем высоту подъёмной платформы h=20 (мм). Рассчитаем массу

m_ст = a´b´ρ´h =150´200´20´7.8/1000=4680=4.680 (кг)

m = 40+4.68=44.68 (кг)

F_тяг=F_тяж+F_u= m(а+g)

F_тяг= 44.68(0.25/0.1+9.8)=549.56 H

Мощность на валу электродвигателя

P= FV/h

P=(549.56´0.25)/0.442=294.92 Вт

1.2 Выбор электродвигателя

По требуемой мощности Р=294.56 H выбираем электродвигатель двухполюсный, синхронная частота вращения 3000 (об/мин) серии 63А23.

Р=370 Вт

N=2750 (об/мин)

I=0.93 А

сosos__dόb_h=70%

Диаметр выходного вала

d = 14мм

1.3 Определение частот вращения на валах.

Вращающие моменты:

на валу шестерни

ω=(πn)/30

ω=(3.14´ 2750)/30=287.83 (об/мин)

T=P/ ω

T₁=294.92/287.83=1.0246=1025 ( Hмм)

на валу колеса

Т₂=Т₁´u_p=1,0246´2,9=2971 (Нмм)

2. Расчёт зубчатых колес редуктора.

2.1 Выбор материала зубчатых колес.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ=230, [G_b]=730 МПа,

[G_t]=390 МПа; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200,  G_b =690 МПа,  G_Т =340 МПа.

2.2. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость.

[G_H] = (G_Hlimb ´ K_HL) / S_H [МПа]

G_Hlim – предел контактной выносливости поверхности при базовом числе циклов.

Так как НВ больше 350

G_Hlimb=2НВ+70

G_Hlimb=2´230+70=530 МПа - для шестерни

G_Hlimb=2´200+70=470 МПа – для колеса.

Контактное напряжение для шестерни:

[G_H1]=(530´1)/1.1=482 МПа

Контактное напряжение для колеса:

[G_H2]=(470´1)/1.1=427 МПа.

S_H – коэффициент безопасности

S_H1 = S_H2 = 1.1

K_HL – коэффициент долговечности

2.3 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

a = K_a(u + 1) ³Ö T₂K_Hb / (uG_H)y_ba

K_a = 49.5

y_ba =0.25

K_Hb = 1.03

y_ba – коэффициент рабочей ширины зубчатого венца

K_Hb – коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

a = 49,5 ´(2.9+1) ³Ö 2971´ 1.03 / (409 ´ 2.9)² ´ 0.25 = 193.05 ´ ³Ö 3060.13/ 351708.3025 = =39.7 (мм)

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 40 (мм).

2.4 Определение модуля зацепления

m = (0.01…0.02) ´a_w

m = 0.02´40 = 0.8 (мм), принимаем модуль зацепления » 1.