Курсовая работа: Проектирование индивидуального привода

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Кафедра “Основы проектирования машин”
«Проектирование привода индивидуального»
1 Энергетический и кинематический расчёт
2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
4 Эскизная компоновка редуктора и определение компоновочных размеров
6 Расчет и подбор шпоночных соединений
8 Составление ведомости посадок сопряженных размеров
12 Список использованных источников
Привод – совокупность механических передач, предназначенных для преобразования параметров движения двигателя при передаче исполнительным органам машины. Энергия, необходимая для приведения в действие машины может быть передана от вала двигателя непосредственно от двигателя возможна в случаях, когда частота вращения вала машины совпадает с частотой вращения двигателя. В остальных случаях применяют механические передачи. Из всех видов передач зубчатые имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений.
- электродвигатель поз. 40 (марка АИР112М4; Р= 5,5 кВт; n= 1500 мин -1
);
- редуктор двухступенчатый цилиндрический поз. 1 (u= 29; T max
= 869 Н∙м).
Двигатель с редуктором соединяются посредством клиноременной передачи.
P вых.
= 4 кВт – мощность на выходном валу;
n вых.
= 50 мин -1
– частота вращения выходного вала;
Требуемая мощность электродвигателя:
Определяем оценочное передаточное отношение привода:
где - передаточное отношение клиноременной передачи;
для двухступенчатого соосного редуктора – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней.
Частота вращения двигателя исходя из приближенного общего передаточного отношения:
По табл. П1 [2] принимаю электродвигатель, ближайший по мощности:
АИР112М4, для которого Р дв.
= 5,5 кВт, n=1450 мин -1
.
Окончательное передаточное отношение привода:
U 1
принимаю в соответствии со стандартным рядом
U ред.
=U 2
∙U 3
=3,15∙3,15=9,92, тогда передаточное число ременной передачи:
Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода.
Определение вращающих моментов на валах привода.
Выбираю материалы со средними механическими характеристиками. По табл. 3.3 [1] принимаю для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ260, для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ230.
Допускаемые контактные напряжения по формуле 3.9[1] при проектном расчете:
Здесь предел контактной выносливости при базовом числе циклов принимаю по табл. 3.2 [1]:
коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора К HL
=1;
коэффициент запаса прочности =1,15;
Принимаю коэффициент нагрузки для случаев несимметричного расположения колес ;
Коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени:
Расчет начинаю с тихоходной ступени, как наиболее нагруженной. Редуктор – соосный, поэтому межосевые расстояния ступеней равны:
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.
Нормальный модуль m nT
= (0,01…0,02)∙ а
wT
=(0,01…0,02)∙125=1,25…2,5. Принимаю m nT
=2,5 мм.
Определю число зубьев шестерни и колеса. Так как тихоходная передача представляет собой передачу с внутренним зацеплением, то
Принимаю z 3
=46, тогда число зубьев колеса:
Основные размеры шестерни и колеса.
d a
3
=d 3
+2m n
T=115+2∙2,5=120 мм;
d a
4
=d 4
- 2m n
T=365-2∙2,5=360 мм.
Определю коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес тихоходной ступени:
При данной скорости назначаю согласно табл. 3.11 [2] седьмую степень точности.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.
Коэффициент . Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: .
Нормальный модуль принимаю m n
=2 мм.
Основные размеры шестерни и колеса:
Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:
Расчет тихоходной ступени. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:
Здесь по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:
Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени.
Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:
Определю коэффициент нагрузки К F
=K Fβ
∙K Fγ
=1.37∙1.15=1.57;
Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y F
выбираем в зависимости от чисел зубьев:
Допускаемое напряжение по формуле (3.24 [1]):
По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:
Коэффициент запаса прочности , по табл. 3.9 [1]:
Допускаемые напряжения и отношения :
Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.
что типично для быстроходных ступеней.
Проверяем зубья по напряжениям изгиба:
Для этого определяю коэффициент нагрузки:
Коэффициент запаса прочности , по табл. 3.9 [1]:
Допускаемые напряжения и отношения :
Дальнейшую проверку проводим для колеса, так как для него меньше.
4. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОМПОНОВОЧНЫХ РАЗМЕРОВ
Из выше приведенных расчетов крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
Диаметры шеек под подшипники d П2
=35 мм.
Диаметры под ведущей шестерней d К1
=40 мм.
У промежуточного вала III расчетом на кручение определяю диаметр опасного сечения под шестерней z 3
по пониженным допускаемым напряжениям :
Принимаю диаметр под шестерней z 3
– 45 мм, под подшипниками , под колесом ;
Принимаю ; диаметр под подшипниками d n
4
=60 мм;
Конструктивные размеры шестерен и колес.
- расстояние х меньше 2,5∙2= 5, поэтому принимаю вал-шестерню.
Толщина диска с = 0,3∙b 2
= 0.3∙32=9,6.
Конструктивные размеры корпуса редуктора.
Размеры остальных элементов корпуса и крышки определю по данным табл. 8.3 [1] и данных в таблицах [4].
Определяю расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.
Чертеж выполняю тонкими линиями масштаб 1:1.
Выбираю способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники – тем же маслом за счет его разбрызгивания.
Проводим две вертикальные осевые линии на расстоянии .
Ориентировочно назначаю для валов шарикоподшипники легкой серии, подбирая их по диаметрам посадочных мест:
Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 10 мм.
Намечаем ширину средней опоры t, считая, что каждый подшипник углублен от края опоры на 5 мм:
Принимаю зазоры между торцами колес и внутренней стенкой корпуса
Вычерчиваю зубчатые колеса в виде прямоугольников и очерчеваю внутреннюю стенку корпуса.
Размещаю подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 3…5 мм.
- крутящий момент на выходном (тихоходном) валу редуктора:
- частота вращения вала: n 4
= 50 мин -1
;
- материал вала – сталь 45 нормализованная
- делительный диаметр зубчатого колеса, насаженного на вал: d 4
=365 мм;
- рабочая ширина колеса тихоходной ступени b 4
= 50 мм.
Расстояние между опорами: l=125 мм.
Расстояние между муфтой и правым подшипником f=74 мм.
Диаметр выходного конца вала: d B
4
= 55 мм; l= 82 мм.
Диаметр вала под подшипниками: d n
= 60 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом: d= 65 мм.
Определяю реакции в вертикальной плоскости:
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
Определяю реакции в горизонтальной плоскости:
Знак (-) показывает, что реакция В х
на схеме направлена в противоположную сторону.
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости.
Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где насажено зубчатое колесо).
Нормальные напряжения для сечения под зубчатым колесом:
где W – для сечения со шпоночным пазом, момент сопротивления:
Для вала d= 65 мм по ГОСТ 8788 ширина паза b= 20 мм; глубина t= 7.5 мм, тогда
Касательные напряжения от нулевого цикла для сечения под зубчатым колесом:
- момент сопротивления при кручении.
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка для стали 45 с пределом прочности менее 700 МПа):
Масштабные факторы для вала d= 65 мм.
Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла для среднеуглеродистых сталей:
Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям;
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
Таким образом, прочность и жесткость обеспечены.
На подшипники действует радиальная нагрузка R B
= 11078 H, частота вращения вала n= 50 мин -1
.
К год
= 0,5, откуда требуемая долговечность:
L h
= 5∙12∙25.6∙24∙0.5∙0.29= 5345,28 ч.
По диаметру, принятому в проектном расчете d n
= 60 мм, предварительно принимаю радиальный шарикоподшипник №212 по ГОСТ 8338, у которого d=60 мм; D= 110 мм; С= 41 кН; С 0
= 31 кН.
Определяю приведенную нагрузку подшипника, приняв при вращающемся внутреннем кольце v k
=1 и по табл. 3.4 [6] нахожу значения коэффициентов Х и Y, предварительно определив величину отношения:
, меньше любого из приведенных значений в табл. 3.4, следовательно Х=1; Y=0; тогда:
примет вид по табл. 3.5 [6] величина отношения С/р=2,785, следовательно, необходимая динамическая грузоподъемнось:
C т
p
=P∙2.785=11,078∙2,785=30 кН; С тр
=30,85Курсовая работа: Проектирование индивидуального привода
Дипломная работа по теме Автоматизация процесса формирования привлеченных средств банка
Автореферат На Тему Оптимізація Комплексного Лікування Хворих На Псоріаз З Урахуванням Стану Імунітету
Реферат: Virtual Classrooms
Реферат: Процесс формирования кадрового резерва в органах местного самоуправления
Реферат по теме Проблема сексуального просвещения в России
Эссе Красной Шапочки
Новую Власть Укрепляет Только Сила Эссе
Дипломная Работа На Тему Информатика И Информационные Технологии В Образовании
Объект, субъект и предмет естествознания
Реферат: An Explanation Of The Basis For The
Курсовая работа по теме Показатели работы автотранспортного предприятия
Дипломная работа: Розвиток пізнавального інтересу молодших школярів у процесі вивчення курсу "Я і Україна" в 3-4 класах
Короткие Рассказы Для Декабрьского Сочинения
Реферат: Hard Times Essay Research Paper In Charles
Правило Рычага Реферат
Контрольная работа: Электромеханические свойства привода с двигателями постоянного тока
Реферат: Налоговые проблемы бюджета России 2006 года
Реферат: Пенза. Скачать бесплатно и без регистрации
Контрольная работа: Функции менеджмента
Дипломная работа по теме Разработка технологической схемы механической обработки детали "Обойма"
Дипломная работа: Развитие мотивационной составляющей учебной математической деятельности школьников
Реферат: Система государственного управления в современных монархиях
Реферат: Реферат по экологии