Разработка и конструирования Мотор-редуктора. Пояснительная записка к курсовому проекту по конструированию Дисциплина Детали машин Тема Курсового проекта Разработка и конструирования редуктора Содержание
 Скачать 0.82 Mb.
|
|
Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по конструированию Дисциплина: «Детали машин» Тема Курсового проекта Разработка и конструирования «редуктора» Содержание 1. Техническое задание на проектирование 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 3. Расчет ременной передачи 4. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач 5. Ориентировочный расчет вала 6. Проектировочный расчет валов на совместное действие изгиба и кручения 7. Разработка конструкции вала 8. Расчет валов на усталостную прочность 9. Расчет быстроходного вала на жесткость 10. Подбор подшипников 11. Смазочные устройства и утопления Список литературы 1. Техническое задание на проектирование Nэ=1,5 кВт, nэ=960 об/мин, nвых=15, t=10000 часов. 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода Подбор электродвигателя По заданным значениям Nэ=1,5 кВт, nэ=960 об/мин, nвых=15 об/мин из таблице выбираем двигатель серии АИР 90L6/925. В нашем случае асинхронная частота двигателя не совпадает с частотой, указанной в задании то мы берем стандартную частоту nэ=925. Кинематический расчет привода Общее передаточное число привода определится по формуле:  .Распределим  между типами и ступенями передачuобщ=uрем·uред Положим uрем=4, тогда  . Из рекомендаций по распределению передаточных чисел в двухступенчатом редукторе найдем передаточное число тихоходного вала , тогда  .Определим частоты вращения валов  об/мин,  об/мин,  об/мин.Проверим расчетные данные по частоте выходы  .Определим вращающие моменты на валах  Н·мм; Н·мм; Н·мм; Н·мм.Полученные данные сведены в табл. 1 Таблица 1
3. Расчет ременной передачи Выбираем по заданной мощности и частоте вращения, используя номограмму (рис. 1) вид сечения ремня О.  Рис. 1 Определим диаметр ведущего шкива  .Выбираем  из ближайшего стандартного  мм. Тогда диаметр ведомого шкива определится с учетом проскальзывания  как   мм.Уточним передаточное число ременной передачи и частоту вращения быстроходной передачи  ; об/мин.Определим межосевое расстояние  мм(  берется из таблицы в зависимости от выбранного сечения ремня); мм.За межосевое расстояние принимаем промежуточное значение  мм.Расчетная длинна ремня  .Округляя до ближайшего стандартного значения  , получаем  мм. Уточним межосевое расстояние , где , тогда .Угол обхвата на малом шкиве  Вычислим окружную скорость ремня  м/с  м/cОпределим по таблице следующие коэффициенты   учитывает влияние угла обхвата  мм учитывает влияние длинны ремня учитывает влияние режима работы  учитывает влияние числа ремнейНоминальная мощность, допускаемая для передачи одним ремнем  кВт,здесь  кВт номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, определяется по табличным данным табл. 2 (лит.: Демидович В.М., Зайденштейн Г.И., Юрьева В.А. Проектирование ременных передач на ЭВМ с использованием языка “Бейсик”: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике и деталям машин. Казань: КАИ. 1987. – 40с.).Таблица 2
Определим количество ремней  .Сила предварительного натяжения  Н,где  – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Для нашего случая  Н·с2/м2.Число пробегов определится как  с-1  c-1Максимальное напряжение в ремне  , где .Здесь  кг/м3 – плотность материала ремня,  Н/мм – модуль упругости. Н/мм2  Н/мм2Определим долговечность ремней  ч  ч.Здесь  Н/мм2 – предел выносливости материала,  – число шкивов,  ,  – коэффициент, учитывающий различную величину напряжения изгиба на малом и большом шкиве.Усилие, действующее на вал от ременной передачи  Н.Основные размеры шкива (рис. 2)  Рис. 2 В соответствии с числом ремней z  =4 ширина клинового ремня выбирается по ГОСТ–20889–75 – ГОСТ–20897–75, т.е. M=52 мм.Длинна ступицы может быть определена как lст=1,5·dбыстр=1,5·30=45 мм Размеры профиля канавок шкива для клинового ремня с выбранным сечением “О” приведены в табл. 3 Таблица 3
Подбор материалов зубчатых колес Таблица 4
Допускаемые напряжения Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатых передач на контактную прочность определяются по формуле  ,где  – базовый предел выносливости поверхности зубьев по контактным напряжениям для пульсирующего цикла вычислится как  ,  . Коэффициент долговечности  при переменной нагрузке определится как  , где базовое число  , число циклов нагружения зубьев Причем для однородной структуры материала (в данном случае объемная закалка) коэффициент ограничивают в пределах 1 2,6. В случае, когда расчетная <1, будем принимать =1.Допускаемые изгибные напряжения могут быть определены по формуле  ,где  – базовый предел выносливости материала колеса по изгибным напряжениям для пульсирующего цикла определится следующим образом  , при HB 350;  , при HB>350. ;  . Коэффициент долговечности определится как , при HB 350;  , при HB>350,где базовое число  . Число циклов нагрузки  , Где  , при HB 350;  , при HB>350.Укажем на некоторые ограничения на величину  : 1 2 при HB 350; 1 1,6 при HB>350. В случае, когда расчетная  <1, примем =1.Все расчетные данные занесем в табл. 5 Таблица 5
| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
3
0,3
, МПа
, МПа
1
