Реферат: Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

СОДЕРЖАНИЕ

1. Введение	5
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.	6
3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах.	7
4. Расчет передач.	9
4.1. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи	9
4.2. Расчет геометрических параметров передачи 4.3. Расчет плоскоременной передачи	11 14
5. Предварительный расчет диаметров валов	16
6. Подбор и проверочный расчет муфт	17
7. Предварительный подбор подшипников.	18
8. Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей	19
9. Расчет валов по эквивалентному моменту	22
10.Подбор подшипников по динамической грузоподъемности	28
11. Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений	32
12. Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей	34
13. Расчет валов на выносливость	36
14. Описание сборки редуктора	43

15.Регулировка подшипников и зацеплений 44

16. Расчет передач на ЭВМ и сравнительный анализ 45

17. Спецификация 46

18. Список используемой литературы 47
1. Введение

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте привод соответствует условиям технического задания. Привод состоит из цилиндрического косозубого редуктора, открытой плоскоременной передачи и муфты. Редуктор нереверсивный. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства. В работе широко применялась стандартизация и унификация.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где – КПД муфты, _

– КПД пары подшипников качения, = 0,99;

— КПД ременной передачи, = 0,97;

— КПД зубчатой передачи, = 0,97.

Далее следует определить требуемую мощность электродвигателя:

;

Определим передаточное число

;

Определим входную частоту вращения:

;

Определим общее передаточное число

;

Принимаем передаточное число редуктора. Тогда определим :

Принимаем.Тогда .

, что допустимо.

Выбираем тип двигателя 100S4 (по таблице 2.1 [1]) .

3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода.

1. Ротор электродвигателя:

;

2. Быстроходный вал редуктора:

;

3. Тихоходный вал редуктора:

;

4. Вал рабочего органа:

;

Результаты расчета характеристик приведены в таблице 1.

Нагрузочные и кинематические характеристики привода Таблица 1.

№ п/п	Наименование вала	Силовая и кинематическая характеристики
Р, кВт.	Т, Н·м.	ω, с-1	n,1/мин	u	η
1	Ротор ЭД					----	----
2	Быстроходн. Вал					----
3	Тихоходн. вал					5
4	Вал раб. органа					1,686

4. Расчет передач

4.1. Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

Выбор материала и способа обработки материалов. Определение допускаемых напряжений.

Принимаем следующие материалы:

Для шестерни и колеса выбираем сталь 45, но с разными твердостями зубьев.

Определим среднюю твердость зубьев шестерни HB1ср и среднюю твердость зубьев колеса HB2ср :

Способ термообработки – для шестерни — улучшение, для колеса — нормализация. Параметры стали выбирались по таблице. 3.2 [1].

Определим предел контактной выносливости σHlimb :

Определим допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

где: — предел контактной выносливости, ;

— коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ;

– коэффициент долговечности;

;

где: – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

выносливости (таблица 3.3 [1]);

— число циклов перемены напряжений за весь срок службы;

;

— долговечность привода и равная 9500 часов

Значения __D_Dd_______ ___ _√(&_⁄_ )_D_Dd__

млн циклов;

млн циклов.

;

Определение допускаемых напряжений изгиба , ;

;

где: — коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса;

Принимаем

;

4.2 Расчет геометрических параметров передачи

Определить главный параметр — межосевое расстояние aw, мм:

;

— вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач ;

u -передаточное число редуктора = 5;

— вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора;

= 0,3714 — коэффициент ширины венца колеса;

— допускаемое контактное напряжение колеса;

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев .

;

Принимаем по таблице 4.1 [1] ;

Определяем модуль зацепления m:

m = 1, 4…2, 8. Берем средний модуль зацепления m = 2,1. По стандартному ряду чисел принимаем m = 2,0.

Определим ширину венца колеса b2, мм:

;

Определим угол наклона зубьев :

;

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса :

Уточним действительную величину угла наклона зубьев β:

;

Определим число зубьев шестерни :

;

Определим число зубьев колеса :

;

Определим фактическое передаточное число uф и проверить

его отклонение ∆u от заданного u:

;

Определим фактическое межосевое расстояние :

мм;

Определим основные геометрические параметры передачи, мм:

Делительный диаметр шестерни и колеса :

мм;

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса :

мм;

Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса :

мм;

Ширина венца шестерни и колеса :

;

мм;

Проверочный расчет:

Проверить межосевое расстояние:

мм;

Проверить пригодность заготовок колес (таблица 3.2 [1]);

Условие пригодности заготовок колес:

;

Диаметр заготовки шестерни:

мм;

Толщина диска заготовки колеса закрытой передачи:

мм;

Предельные значения и берутся из таблицы 3.2 [1].

;

Условие выполнено.

Проверить контактные напряжения ,;

;

K – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач K =376;

;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями.

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3 [1]).

;

Проверить напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса :

;

— коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями.

— коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

Для прирабатывающих зубьев колес .

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной

скорости колес и степени точности передачи (таблица 4.3 [1]);

и — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются по таблице 4.4 [1] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса .

;

Определим силы в зацеплении закрытой передачи:

Окружные силы , H

Радиальные силы , H:

Осевые силы , H:

4.3. Расчет плоскоременной передачи

Определим диаметр ведущего шкива , мм:

;

По таблице K40 [1] принимаем мм;

Определим диаметр ведомого шкива , мм:

мм;

По таблице K40 [1] принимаем мм;