Федеральное агентство по образованию

Костромской государственный технологический университет

Кафедра теоретической механики и сопротивления материалов

Курсовой проект

По дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

На тему: «Разработка электромеханического привода»

Руководитель исполнитель,

Проекта студентка

Шутова. А .Г. Матис Е.О.

10-076-ЗШ

(Подпись, дата) (подпись, дата)

_______________ ______________

г. Кострома 2013 г.

Содержание:

Y

2. Расчет зубчатых передач редуктора 5

3. Предварительный расчет валов редуктора 10

4. Уточненный расчет валов 12

5. Проверка долговечности подшипников 13

6. Выбор размеров сечения и длины шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений. 15

7. Конструктивные размеры 16

8.Выбор сорта масла и системы смазки зацеплений и подшипников 17

Список литературы: 18

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет.

1. Общий КПД.

(1)

Где: – кпд муфты, =0,98;

- кпд редуктора, =0,97;

- кпд зубчатой открытой передачи, 0,92;

- кпд опор качения, 0,99.

2. Мощность, потребляемая электродвигателем.

(2)

Где: - мощность на ведомом валу, 3.3 кВт;

ŋ – общий КПД, ŋ=0,84;

(3)

2. Подбор электродвигателя.

3,889 кВт;

Выбираем электродвигатель асинхронный, серии 4А, закрытый обдуваемый (по ГОСТ 19523 – 81).

Получаем электродвигатель 4А 112МВ6У3.

Характеристики - .

2. Общее передаточное число

(4)

где

(5)

где D - диамметр приводного барабана,м. По условию D=250 мм, =0.25 м

(6)

2. Кинематические параметры передачи

вал			Р кВт	Т н*м
Двигатель	950	99,433	3,899	39,1
1	950	99,433	3,733	37,95
2	237,5	24,858	3,623	145,75
3	76,433	8	3,3	412,5

Где: n – частота вращения

– угловая скорость вращения, рад/с;

Р – мощность, кВт;

Т – момент на валу, Н*мм.

Двигатель

1 вал

2 вал

3.вал

2. Расчет зубчатых передач редуктора

1. Выбор материала колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни и колеса сталь 40Х (поковка) термическая обработка – улучшение: для колеса – улучшение 230...260 НВ, механические характеристики Ϭ_в= 850 МПа , Ϭ_т= 550 МПа. Принимаем 245 НВ; для шестерни - улучшение 260...280 НВ, механические характеристики Ϭ_в= 950 МПа , Ϭ_т= 700 МПа. Принимаем 270 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают ; коэффициент безопасности

По таблице «предел контактной выносливости при базовом числе циклов» для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

Тогда получаем

Допускаемые напряжения изгиба

где

- предел выносливости материала зубьев по напряжениям изгиба, МПа

коэффициент безопастности

редуктор нереверсивынй, 1.

Коэффициент долговечности для длительно работающих передач принимаем равным единице.

Для колеса 1,8*245=441 МПа

Для шестерни 1,8*270=486 МПа

Подставим величины:

Для колеса [ ]₂=(441/1.75)*1*1=252МПа

Для шестерни [ ]₁=(486/1.75)*1*1=277,7МПа

1. Расчет межосевого расстояния передач

(9)

Где: - межосевое расстояние, мм;

– , коэффициент

- коэффициент ширины зубчатого венца,

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ,04

- крутящий момент, Н*мм;

u – Общее передаточное число, u=4

– допускаемое контактное напряжение, МПа.

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по ГОСТ 2185 – 66 (в мм): .

3. Геометрические параметры передач

2.3.1 модуль зацепления

(10)

Где m – модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, =112 мм.

Выравниваем модуль по ГОСТ 9563 – 60 (в мм): m=2 мм

2.3.2 Суммарное число зубьев.

(11)

Число зубьев на шестерни;

Число зубьев на колесо;

Проверка: отклонение в допустимых пределах, так как Δu=2.27% <3%

2. Геометрические размеры зубчатых колёс.

2.4.1 Делительный диаметр

2.4.2 Диаметр вершин зубьев

40 мм

176 мм

2.4.3 Диаметр впадин зубьев

мм

мм

2.4.4 Ширина колес

мм

2.4.5 Диметр выступов

d_a1=d_i+2m=44+2*2=48 мм

d_a2=d_i+2m=180+2*2=184 мм

5. Контактное напряжение

   1. Степень точности колес

(12)

Где, – окружная скорость колес, м/с;

- угловая скорость шестерни, 99,433рад/с;

- диаметр делительной окружности шестерни, =44 мм.

(13)

Где: - контактное напряжение, МПа

- межосевое расстояние, мм

- вращающий момент на входном валу редуктора, Н*мм;

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца;

- ширина колес, =45мм

- допускаемое контактное напряжение, =509,1 МПа

6. Расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба;

(14)

Где,

- окружная сила,

- коэффициент нагрузки,

– коэффициент, учитывающий форму зуба,

- ширина венца колеса, b=45 мм;

– модуль зацепления, m=2 мм;