На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


Курсовик Прикладная механика. Расчет электро-механического привода вариант №23

Информация:

Тип работы: Курсовик. Добавлен: 18.10.2012. Сдан: 2012. Страниц: 21. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Министерство высшего и профессионального образования
ИРКУТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра КСМ

Допускаю к защите
Руководитель: В.И.Сокикас


Расчет электро-механического привода


ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по дисциплине
Прикладная механика ПЗ


Выполнила студент группы ЭКТ-09-1 А.В.Шантурова
шифр подпись И.О. Фамилия


Нормоконтролер В.И.Сокикас
подпись И.О. Фамилия


Курсовой проект защищен
с оценкой ____________


Иркутск 2012

Содержание

Схема привода и исходные данные………………………………3
1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода………………………………………………………………….4
1.1 Выбор электродвигателя по оборотам…………………………..4
1.2 Выбор электродвигателя по мощности………………………….4
2 Расчет зубчатых колес редуктора………………………………….5
2.1 Расчет зубчатых колес на контактную прочность……………...5
2.2 Силы, действующие в зацеплении……………………………….7
2.3 Проверка зубьев по напряжениям изгиба……………………….7
3 Расчет валов редуктора……………………………………………..9
4 Конструктивные размеры шестерни и колеса……………………11
5 Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………12
6 Проверка долговечности подшипников…………………………..13
7 Проверка прочности шпоночных соединений……………………16
Список использованной литературы…………………………...…17


Схема привода и исходные данные

Схема 2



Вариант № 23
NВВ =3,3 кВТ ; nBB=43об/мин.


1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя по оборотам.

nд = nВВ*uобщ, где uобщ - общее передаточное отношение привода.
uобщ = uкр * uр * uц
Предположим, имеется в наличии цилиндрический редуктор uр =4 и конический uц = 5. Принимаем предварительно uкр= 3.
Тогда uобщ = uкр * uр * uц= 7*5*2=70. Соответственно,
nд = nВВ*uобщ=43*70= 3010 об/мин.
Принимаю электродвигатель на 3000об/мин
uобщ = nд / nВВ=3000/43=69,76
uкр = uобщ/(uр*u кон р)=69,76/10=6,976

1.2 Выбор электродвигателя по мощности

Nд = NВВ/?общ , ?общ – общий КПД привода.
?0 = 0,99 –КПД опор каждого вала; ?кр = 0,96 – КПД клиноременной передачи; ?р = 0,98 – КПД цилиндрического редуктора; ?кон р = 0,96 – КПД конического редуктора;

?общ = ?04* ?кр* ?р* ?кон р = 0,994*0,96*0,98*0,96= 0,87634
Nд = NВВ/?общ = 3,3/0,87634 = 3,765 кВт.
Принимаю электродвигатель 4А80B2 у которого Nд.в.=2.2 кВт при nд.в.= 3000об/мин
Таблица (1.1)

№ вала

N,Вт

n,
об/мин

?, с-1

Т,
Н*м

1 3541 2967 310,5 11,40
2(Ш1) 3471 430 45,0 77,13
3(К2) 3367 86 9,0 374,1
4 3333 43 4,5 740,6
ВВ 3300 43 4,5 733,3


2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Расчет зубчатых колес на контактную прочность

?Н = 270/aw * ?[?]H (2.1)

aw = a – межосевое расстояние; Т2 – крутящий момент на валу зубчатого колеса; b2 – ширина колеса; u – передаточное отношение пары зацепления;
КН = КHa * КH? * КНv – комплексный коэффициент. КHa – учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; КH? – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; КНv – зависит от скорости и степени точности передачи. Предварительно принимаем КН = 1,3
Допускаемое контактное напряжение [?]H определяется по формуле
[?]H = ?Нlim b* KHL/[n]H , где ?Нlim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;
KHL – коэффициент, учитывающий число циклов(в большинстве случаев принимают KHL = 1); [n]H – коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимаю [n]H = 1,1.
?Нlim b определяются по формулам (см. таблицу 2.1)
Таблица 2.1
Способы термохимической обработки зубьев Твердость поверхностей
зубьев Сталь ?Нlim b ,
МПа
Нормализация или улучшение < HB 350 Углеродистая и легированная
2 HB + 70
Объемная закалка 38….50 HRC Углеродистая и легированная 18 HRC + 150
Поверхностная закалка 48….54 HRC Углеродистая и легированная 17 HRC +200
Цементация и нитроцементация 56….63 HRC Низкоуглеродистая 23HRC
Азотирование 57….67 HRC Легированная
(38ХМЮА) 1050


Принимаю углеродистую Сталь 45, термообработка – нормализация, твердость НВ 300. Тогда ?Нlim b = 2 НВ +70 = 670 МПа.

[?]H = ?Нlim b* KHL/[n]H = 670*(1/1,1,5) = 582,6 МПа

Определяю межосевое расстояние по формуле
aw = 41,8*(u+1)* ,
где Т2 – крутящий момент на валу колеса, берется из таблицы 1.1; ?ba = b2/ aw – коэффициент ширины зубчатого венца. Принимаю ?ba = 0,35
aw = 41,8*(u+1)* =41,8*(4+1)* =102мм.
m = mn = (0,01…0,02) * aw = (0,01…0,02) *102 = 1,02…2,04
Выбираю модуль mn =2мм
? = 100 – угол наклона зубьев.
z? = 2*aw* cos ?/mn = 2*102* (cos10)/1 = 100,64
Определяю числа зубьев шестерни и колеса
z1 = z?/(u+1)= 100,64/(4+1)= 20
z2 = z1*u = 20*4 = 80
cos? = (z1+z2)* mn/(2aw) = (29+87)*2/2*102=0,98
?= 120651

Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1 = mn* z1/ cos ? = 1,5*20/0,98 = 41 мм;
d2= mn*z2/ cos ? = 1,5*80/0,98 = 163 мм.
Проверка: аw= (d1+d2)/2 = (41+163)/2 = 102 мм.
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2mn = 41 + 2*2 = 45 мм;
da2 = d2 +2 mn = 163 + 2*2 = 167мм;
ширина колеса b2 = ?ba * aw = 0,3 * 102 = 30,6мм;
ширина шестерни b1 = b2 + (2…10) = 30,6+ 5 = 35 мм.
Определяю коэффициент ширины шестерни по диаметру:
?bd = b1/ d1 = 35/41 = 0,85.


Определяю окружную скорость и степень точности передачи:
V = ?1* d1/2 = 81,64 * 41/ 2*103 = 1,67 м/с, здесь ?1 – угловая скорость
шестерни (таблица 1.1).
Принимаю 8- ю степень точности.

КН = КHa * КH? * КНv (предварительно приняла КН = 1,3). Симметричное расположение колес.
КHa = 1,09; КH? = 1,04; КНv = 1
КН = КHa * КH? * КНv = 1,09*1,04*1 = 1,1336
Проверка контактных напряжений по формуле (2.1)
?Н = 270/aw * = 270/102* =
540МПа < [?]H = 582 МПа – условие выполнено

2.2 Силы, действующие в зацеплении
Окружная Р = 2Т1/ d1 =2*37*103 / 41 = 1805 Н
Радиальная Рr = P* tq ? / cos? = 1805* tq 200/ cos120651 = 670 H.
(? = 200 – стандартный угол эвольвентного зацепления).
Осевая Ра = Р* tq ? =1805*0,282 = 405 H.

2.3 Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Условия прочности :
?F = YF*Y?*KF?*KF?*KFv*2T1/(z12* ?bd*m3) ? [?]F, (2.7)
где ?bd = b1/ d1 = 0,857
YF = 4,09
Y? – учитывает угол наклона зубьев. Y? = 1- ?/140 = 1-120651/140 = 0,9
KF? – учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями –
KF? = 0,75.
KF? – учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,
KF? = 1,11;
KFv – коэффициент динамичности; KFv = 1
Допускаемое напряжение
[?]F = ?F lim b0* / [n]F (2.8)
[n]F – коэффициент запаса прочности. [n]F = [n]F*[n]F = 1,75* 1, = 1,75
Значения [n]F = 2,2 приведены в таблице 2.2 . [n]F – учитывает способ получения заготовки колеса: для литых заготовок [n]F =1,3
?F lim b0 = 1,8*300 = 540МПа (нормализация и улучшение)

[?]F = ?F lim b0* / [n]F = 700/ 1,75 = 308 МПа.


?F = YF*Y?*KF?*KF?*KFv*2T1/(z12* ?bd*m3) = 4,09*0,9*0,75*1,11*1*2*37*103/(202*0,85*23) = 82 МПа < [?]F

Условие прочности выполнено

Таблица (2.2)
Способы термохимической обработки зубьев Твердость поверхностей
зубьев Сталь ?Нlim b0 ,
МПа [n]F при вероятности неразрушения
99% >99%
Нормализация или улучшение < HB 350 Углеродистая и легированная
1,8 HB 1,75 2,2
Объемная закалка 38….50 HRC Углеродистая и легированная 500-550 1,8 2,2
Поверхностная закалка 48….54 HRC Углеродистая и легированная 700 1,75 2,2
Цементация и нитроцементация 56….63 HRC Низкоуглеродистая 950 1,55 1,95-2,2
Азотирование 57….67 HRC Легированная
(38ХМЮА) 300+1,2 HRC 1,75 2,2



3 Расчет валов редуктора

[?] = 25 МПа
Для валов применили Сталь 45, имеющую в состоянии поставки ?Н = 598МПа; ?Т = 363 МПа. Коэффициент запаса прочности возьму n = 5
[?] = ?В* / n = 598/5 = 120 МПа
[?] = 0,5…0,6 [?] = 0,5*120 = 60 МПа.
Диаметры валов
dв =
Ведущий вал:

dв1 = = = 14,6=19 мм
Ведомый вал:

dв2 = = = = 23=24 мм
Конструктивные схемы валов
Ведущий вал (рис 3.1)



dB1 = 19 мм

dП1 ? dB1 + 2 = 21 мм; dП1 = 25 мм

dб1 ? dП1 + 3 = 25 + 3 = 28 мм; Принимаю dб1 = 28 мм.




dB2 = 24 мм.
dП2 ? dB2 + 2 =28 +2 = 30 мм.
dк2 ? dП2 +2 = 30 +2 = 32 мм.

dб2 ? dк2 + 3 = 32 +3 = 35 мм. Принимаю диаметр dб2 = 38 мм.


4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняю за одно целое с валом:

d1 = 41 мм; da1 = 45 мм; b1 =35 мм.
Колесо кованное:
d2=163 мм; da2 = 167 мм; b2 = 30,6 мм.
Диаметр ступицы:
dст = 1,6dк2 = 1,6*32 = 51,2 = 52 мм.
Длина ступицы:
Lст = (1,2…1,5) dк2 = (1,2…1,5)*32 = 38,4…48 мм. Принимаю Lст = 45 мм.
Толщина обода:
?0 = (2,5…4)m = (2,5…4)*2 = 3,75…8 мм. Принимаю ?0 = 7 мм.
Толщина диска:
C =0,3b2 = 0,3*30,6 = 9,18 мм. Принимаю C = 10 мм.


5. Конструктивные размеры корпуса редуктора



Толщина стенок корпуса и редуктора:
? = 0,025 aw + 1 = 0,025*102 + 1 = 3,55 мм. Принимаю ? = 4 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
b = 1,5 ? = 1,5*4 = 6 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса:
р = 2,35 ? = 2,35*4 = 9,4 мм. Принимаю р = 10 мм.
Диаметр фундаментных болтов:
dф = (0,03…0,036) aw + 12 = (0,03…0,036)*102 + 12 = 15,5мм.
Принимаю болты с резьбой М16.
Диаметр крепежных болтов:
dкр = (0,5…0,7)dф = (0,5…0,7)*15,5 =8 мм.
Принимаю болты с резьбой М8


6. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал
Окружная сила Р = 1805 Н; радиальная сила Рr = 670 Н; осевая сила Ра = 405 Н; делительный диаметр шестерни d1 = 41мм. Крутящий момент Т1 = 31 Н*м; число оборотов n1 =780 об/мин.
Расстояние от центра шестерни до центра подшипника l1 = Lст/2 + C + Bп1/2 = 45/2 + 10 + 15/2 = 40 мм;
Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.1.

Реакция опор в горизонтальной плоскости равны:
Rx1 = Rx2 = P/2 = 1805/2 = 902,5 H.
Реакция опор в вертикальной плоскости равны:
Ry1 = (Pr*l1 + Pa* d1/2)/2 l1 = (670*40 + 405*41/2)/2*29 =438,7 H.
Ry2 = (Pr*l1 - Pa* d1/2)/2 l1 =(670*40 – 405*41/2)/2*29 = 231,2 H.
Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равны:
Ту = Rx1*l1 = 902,5*40 = 36,100 H*м.
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:
Tx1 = Ry1*l1 = -438,7*40 = -17,548 H*мм;
Tx2 = Ry2*l1 = -231,2*40 = -9,248 Н*мм.
Ткр = Т1 = -31Н*м


Суммарные реакции опор равны:
Fr1 = vRx12 + Ry12 = v902,52 +438,72 = 1003 H;

Fr2 = vRx22 + Ry22 = v902,52 + 231,12 = 931,64 H.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле
РЭ = (X*V*Fr1 + Y*Fa)*Кб*КТ, (7.1)
где Fr1 = 1003 Н; Fa= Ра = 405 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо).
Кб = 1,25 – нагрузка спокойная без толчков;
КТ = 1 при температуре подшипников до 1000 .
Коэффициенты X и Y зависят от соотношения Fa/(V*Fr) и е – параметр осевого нагружения. Параметр е зависти от отношения Fa/C0, где С0 – статическая грузоподъемность.
Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при
Fa/(V*Fr)? e принимаю X =1, Y =0.
Для радиально-упорных подшипников, типа 46 (угол контакта ?0 = 360; е = 0,95 ), при
Fa/(V*Fr) ?e X = 0,37 и Y = 0,66.
В моем случае
Fa/(V*Fr1) = 405/(1*1003) = 0,4? e = 0,68
Подставляю полученные данные в формулу (7.1).
РЭ = (X*V*Fr1 + Y*Fa)*Кб*КТ = (1*1*1003+0*405)*1,25*1= 1253,75 Н.
Расчетная долговечности, млн. об., определяется по формуле
L = (C/Pэ)3=(15700/1253,75)3 = 1956 млн.об.
Расчетная долговечности, час., определяется по формуле
Lh = L*106/(60*n1)= 1956*106/(60*780) = 41,7*103 часов

Ведомый вал

Силы зацепления такие же, как на ведущем валу:
Р = 1805 Н; Рr = 670 Н; Ра = 405 Н.
Делительный диаметр колеса d2 = 163 мм. Крутящий момент Т2 = 145 Н*м и число оборотов вала n2 = 195 об/мин. Расстояние от центра колеса до центра подшипника
l2 = Lст/2 + C + Bп2/2 = 45/2 + 10 + 16/2 = 40,5 мм.
Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.2.



Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:
Rx3 = Rx4 = P/2 = 902,5 H.
Реакции опор в вертикальной плоскости равны:
Ry3 = (Pr*l2 – Pa*d2/2)/2l2 = - 72,5 H.

Ry4 = (Pr*l2 + Pa*d2/2)/2l2 =742,5 H.
Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:
Ty = Rx3*l2 = 2936 Н*мм = 29,656 Н*м.
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Тx3 = Ry3*l2 =- 2,936 Н*м;

Тx4 = Ry4*l2 = 30,071 Н*м.
Ткр = Т2 =145 .
Суммарные реакции опор равны:
Fr3 = vRx32 + Ry32 = v902,52 + 72,52 = 905,4 H;
Fr4 = vRx42 + Ry42 = v902,52 + 742,52 = 1168,6 H.
Проверяю подшипники по более нагруженной опоре 4.

Fa/(V*Fr4) = 2908/(1*1462) =0,375 Эквивалентная нагрузка равна:
РЭ = (X*V*Fr4 + Y*Fa)*Кб*КТ = 1460,75Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:
L = (C/Pэ)3 = (21900/1460,75)3 = 3379 млн. об.
Расчетная долговечность, час.:
Lh = L*106/(60*n2)= 288,290*103 часов.


8. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами.
Материал шпонок – сталь 45, имеющая ?В = 598 МПа; ?Т = 363 МПа. Коэффициент запаса прочности возьму n = 5. [?] = ?В/n = 598/5 = 119,6 МПа ? 120 МПа. [?]см ? 2[?]
= 240 МПа.
Шпонки рассчитываю на смятие. Условие прочности имеет вид:

?см = 2Т/[d*(h – t1)*(l - b)]? [?]см (8.1)
Ведущий вал

Дано: Т1 = 31 Н*м; dB1 = 19 мм; b = 6 мм; h = 6 мм; t1 = 3,5 мм; длина шпонки l = lвала – 2*(1…3) – фаска =34 мм.

?см = 2Т1/[dВ1*(h – t1)*(l - b)])] = 46,6 МПа< [?]см = 240 МПа.
Условие прочности выполнилось.

Ведомый вал (проверяю шпонку под колесом)

Дано: Т2 = 145 Н*м; dК2 = 32 мм; b = 10 мм; h = 8 мм; t1 = 5 мм; длина шпонки l = Lст – 2*(1…3) = 45 – 2*2 = 41 мм.

?см = 2Т2/[dК2*(h – t1)*(l - b)] = 97,4< [?]см = 240 МПа.
Условие прочности выполнилось


...............

Список использованной литературы:

1. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.
2. Китов А.К. Прикладная механика. Курс лекций. – Иркутск, 2007. – 82 с.
3. Стандарт предприятия СТП ИрГТУ 05-99. Оформление курсовых и дипломных проектов. – ИркутсК: Из-во ИрГТУ, 199.-39 С.




Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.