Расчет электромеханического привода

Расчет электромеханического привода

Введение

кинематический привод механика редуктор

Привод, состоящий из электродвигателя (М), червячного и цилиндрического редуктора.

Рис. 1.1 Дано: N_ВВ = 5,6 кВт; n_ВВ = 22 об\мин (мощность и обороты на ведомом валу).

Прикладная механика - дисциплина, представляющая собой основу общетехнической подготовки студентов немашиностроительных специальностей.

Курсовой проект является завершающим этапом при изучении курса "Прикладная механика".

Цель курсового проектирования - заложить основу технической подготовки студента, необходимую для последующего изучения специальных инженерных дисциплин, а также дать знания и навыки в области механики, необходимые при разработке и эксплуатации машин, приборов и аппаратов.

Объектом данного курсового проекта является электромеханический привод, предназначенная для преобразования вращательного движения.

В результате выполнения курсового проекта студенты должны иметь навыки:

использования справочной литературы и стандартов;

выбора аналога и прототипа конструкции при проектировании;

проведения инженерных расчетов, проектирования и конструирования типовых элементов машин (передач, валопроводов и др.), получение оценок их мощности и жесткости;

оформления проектной и конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД.

Расчетная часть проекта. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Формулы, коэффициенты и табличные значения используем из методического указания «Китов А.К. Прикладная механика. Курсовой проект» стр.[32]

Выбор электродвигателя по оборотам. _д = n_ВВ*u _общ, где u _общ - общее передаточное отношение привода.

 _общ = u _кр* u _р* u _чр

Средние значения передаточных отношений: зубчатая, ременная, цепная - 2…6; червячная - 8…60

Предположим, имеется в наличии конический редуктор с u _чр = 25 и цилиндрический редуктор с u _рц = 3. Тогда u _общ = u _чр * u _рц = 25*3 = 75. Соответственно, _д = n_ВВ*u _общ = 22*75 = 1650 об/мин. Двигателя с такими оборотами нет. Есть электродвигатели с числом оборотов в минуту: 750; 1000; 1500; 3000 об/мин.

Ближе двигатель на 1500 об/мин.

Уточняем u _общ = n _д/ n_ВВ = 1500/22 = 68,181. Сохраняем u _рц и уточняем

 _чр = u _общ/ u _рц = 68,181/3 = 22,727.

Таким образом, мы подобрали электродвигатель по оборотам и определили передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом.

Выбор электродвигателя по мощности

д = NВВ/ηобщ, где ηобщ - общий КПД привода.

Средние значения КПД механических передач:

ηо = 0,99…0,995 - КПД опор каждого вала; ηкр = 0,95…0,97 - КПД клиноременной передачи; ηц = 0,90…0,95 - КПД цепной открытой передачи; ηрц = 0,97…0,98 - КПД цилиндрического редуктора; ηрк = 0,96…0,97 - КПД конического редуктора;

ηчр = 0,80…0,85 - КПД червячного редуктора при двухзаходном червяке ( при однозаходном червяке ηчр = 0,70…0,75). Однозаходный червяк может быть только при u чр ≥ 26.

В нашем случае

η_о =0,99

η_чр=0,83

η_рц=0,97

η_общ = η_о⁴* η_чр* η_рц = 0,99⁴*0,83*0,97 = 0,772.

_д = N_ВВ/η_общ = 5,6/0,772 = 7,253 кВт. Ближайший больший электродвигатель имеет мощность N_д = 7,5 кВт.

Марка электродвигателя 4А132S4 ( см. приложение 1)

Для расчета элементов привода потребуются параметры на всех валах привода: мощность - N, Вт; число оборотов - n, об/мин;

угловая скорость - ω, с^-1; крутящий момент - Т, Н*м.

Составим таблицу этих параметров (таблица 1.1).

Таблица

Известно: ω = π*n/30; N = Т*ω;

Т = N/ω.

Если получены 2 столбца таблицы, то два других просто вычисляются. Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощности по формулам:

₄ = N_вв/ η_о=5600/0,99=5656 Вт₃ = N₄/ (η_о*η_чр) =5656/0,8217 =6883 Вт₂ = N₃/ η_о= 6883/0,99=6953 Вт₁ = N₂/ (η_рц*η_о) =N_дв= 6953/0,9603=7240 Вт

Аналогично по оборотам.

 ₄ = n _вв=22 об/мин ₃ = n ₄*u _чр =22*22,727=499 об/мин ₂ = n ₃=499 об/мин ₁ = n ₂*n_рц = n _дв=499*3=1500 об/мин

Расчет зубчатых колес редуктора. Расчет зубчатых колес на контактную прочность

Проектировочный расчет зубчатых колес проводится на контактную прочность, проверочный расчет - на изгиб зубьев. Условие контактной прочности имеет вид:

 . (2.1)

Здесь a_w = a - межосевое расстояние; Т₂ - крутящий момент на валу зубчатого колеса; b₂ - ширина колеса; u - передаточное отношение пары зацепления;_H = K_Ha* K_Hβ* K_Hv - комплексный коэффициент. K_Ha - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Hβ - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; K_Hv - зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов приведены ниже. Предварительно принимаем K_H = 1,3.

Допускаемое контактное напряжение [σ]_H определяется по формуле

[σ]_H = σ_{Н lim b}*K_НL/[n]_Н , (2.2)

где σ_{Н lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения;_НL - коэффициент, учитывающий число циклов

_НL = 1

[n]_Н - коэффициент безопасности

[n]_Н = 1,2…1,3- при поверхностном упрочнении зубьев

[n]_Н = 1,25

σ_{Н lim b} определяются по формулам (см. таблицу 2.1).

Таблица 2.1

В таблице НВ - твердость по Бринеллю; НRС - твердость по Роквеллу.

Выбираем углеродистую Сталь 45, термообработка - Объемная закалка 38…50 НRС, твердость= 40 HRC.

Тогда σ_{Н lim b} =18*40+150=870 МПа.

[σ]_H = σ_{Н lim b}*K_НL/[n]_Н = (870*1)/1,15=756 МПа.

К_н - комплексный коэффициент К_н=1,3

Определяем межосевое расстояние по формуле

, (2.3)

где Т₂ - крутящий момент на валу колеса, берется из таблицы 1.1 (для получения требуемой размерности крутящий момент Т₂ следует подставлять в Н*мм.); Ψ_ba = b₂/ a_w - коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач Ψ_ba = 0,25…0,40. Принимаем Ψ_ba = 0,3.

В результате получим

 = = 76,243 мм.

Округляем до целого числа a_w = 80 мм.

После определения межосевого расстояния выбираем стандартный нормальный модуль в интервале

= m_n = (0,01…0,02)*a_w. = (0,01…0,02)*80 = 0,8…1,6 мм.

Стандартные модули:

ряд 1: 1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;20;

ряд 2: 1,25; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18

Выбираем модуль m_n = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев, предварительно задавшись углом наклона зубьев в интервале β = 8…15^о. Принимаем β = 13^о.

z_∑ = 2*a_w*cos β/m_n= 2*80* cos(13^о)/1 = 155,84

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

z ₁ = z_∑/(u + 1) =155,84/(3+1) = 38,96 = 39 (2.5) ₂ = z ₁* u = 38,96*3 = 117

Уточняем угол наклона зубьев.

cos β = (z ₁ + z ₂)* m_n/(2*a_w) = (39 + 117)*1/160 = 0,975

β = 12^о83'

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

₁= m_n* z ₁ / cos β = 1*39/0,975 = 40 мм;

d₂= m_n* z ₂ / cos β = 2*117/0,975 = 120 мм.

П

роверка: a_w = (d₁ + d₂)/2 = (40 + 120)/2 = 80 мм.

Диаметры вершин зубьев:

_а1 = d₁ + 2 m_n = 40 + 2*1 = 42 мм;_а2 = d₂ + 2 m_n = 120 + 2*1 = 122 мм;

ширина колеса b₂ = Ψ_ba* a_w = 0,35*80 = 28 мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + (2…10) = 28 + 6 = 34 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψ_bd = b₁/ d₁ = 34/40 = 0,85.

Определяем окружную скорость и степень точности передачи:= ω₁*d₁/2 = 156*40/(2*10³) = 3,139 м/с, здесь ω₁ - угловая скорость шестерни (таблица 1.1).

Если V ≤ 5 м/с - следует принимать 8-ю степень точности;

если V > 5 м/с - 7-ю степень точности.

,139< 5 м/с , принимаю 8-ю степень точности

Уточняем комплексный коэффициент нагрузки K_H = K_Ha* K_Hβ* K_Hv (предварительно приняли K_H = 1,3). У нас симметричное расположение колес.

_Ha = 1,05 при 7-й ст.точн. и V ≤ 5 м/с; K_Ha = 1,1 при V > 5 м/с;_Ha = 1,09 при 8-й ст.точн. и V ≤ 5 м/с; K_Ha = 1,13 при V > 5 м/с;_Hβ = 1,03…1,05 при Ψ_bd= 0,8…1,2 и твердости ≤ НВ 350;_Hβ = 1,06…1,12 при Ψ_bd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;_Hv = 1,0 при V ≤ 5 м/с; K_Hv = 1,05…1,07 при V > 5 м/с.

Тогда:

_Ha = 1,09; K_Hβ = 1,05; K_Hv = 1,0._H = K_Ha* K_Hβ* K_Hv = 1,09*1,05*1,0 = 1,144.

Проверка контактных напряжений по формуле (2.1)

=

== 663 МПа < [σ]_H = 756 МПа.

Условие контактной прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении

Окружная Р = 2Т₁/ d₁ = 2*46,121*10³/40 = 2306 Н.

Радиальная Р_r = Р*tq α/ cos β = 2306* tq 20^о/ cos 12^о83' = 860,8 Н.

(α = 20^о - стандартный угол эвольвентного зацепления).

Осевая Р_а = Р* tq β =2306*0,975 = 2248 Н

Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Условие прочности имеет вид:

σ_F = Y_F*Y_β*K_Fα*K_Fβ*K_Fv*2T₁/(z₁²*ψ_bd*m³) ≤ [σ]_F, (2.6)

где ψ_{bd =} b₁/d₁ = 0,85.

Коэффициент Y_F зависит от числа зубьев и имеет следующие значения:

… 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более_F …4,28 4,09 3,90 3,80 3,70 3,66 3,62 3,61 3,60

_β - учитывает угол наклона зубьев. Y_β = 1 - β/140_Fα - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями

Принимаю K_Fα = 0,75._Fβ - учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,

_Fβ = 1,08…1,13 при Ψ_bd= 0,8…1,2 и твердости ≤ НВ 350;_Fβ = 1,13…1,30 при Ψ_bd= 0,8…1,2 и твердости >НВ 350;

K_Fv - коэффициент динамичности, зависит от скорости и степени точности передачи, K_Fv = 1,0…1,1 при V ≤ 3 м/с; K_Hv = 1,1…1,3 при V > 3 м/с.

Допускаемое напряжение определяется по формуле

[σ]_F = σ⁰_{F lim b}/[n]_F (2.7)

[n]_F - коэффициент запаса прочности. [n]_F = [n]_F'*[n]_F''

Значения [n]_F' приведены в таблице 2. [n]_F'' - учитывает способ получения заготовки колеса: для поковок и штамповок [n]_F'' = 1; для проката

[n]_F'' = 1,15; для литых заготовок [n]_F''= 1,3

σ⁰_{F lim b} очень сильно зависит от термообработки зубьев.

Значения σ⁰_{F lim b} приведены в таблице 2.2.

Таблица 2.2

В нашем случае: Y_F = 3,79 (39 зубьев); Y_β = 1 - β/140 = 0,9;

_Fα = 0,75; K_Fβ = 1,2; K_Fv = 1,1; [n]_F = [n]_F'*[n]_F'' = 1*2,2 = 2,2;

σ⁰_{F lim b} =510 МПа (поверхностная закалка 50 НRС).

[σ]_F = σ⁰_{F lim b}/[n]_F = 510/2,2 = 231 МПа.

σ_F = Y_F*Y_β*K_Fα*K_Fβ*K_Fv*2T₁/(z₁²*ψ_bd*m³) =

= 3,79*0,9*0,75*1,1*1,1*2*46,121*10³/(39²*0,85*1³) = 110 МПа < [σ]_F

Условие прочности выполнено

Расчет валов редуктора

Предлагается [τ] = 25 МПа.

Диаметры валов (ведущего и ведомого) определяются по формуле

 (3.1)

Ведущий вал:

 =  = 14,833 мм

Ведомый вал:

 =  = 21,107 мм

Диаметры выходных концов валов нельзя оставлять в таком виде. Их нужно округлить до ближайших больших стандартных размеров, чтобы можно было устанавливать стандартные муфты.

Конструктивные схемы валов

Ведущий вал (рис. 3.1)

Рис. 3.1

Ближайший больший d_в1 = 19 мм. Между d_в1 и d_п1 (размер под подшипник) необходима ступенька не менее 2-х мм на диаметр, то есть_п1 ≥ d_в1 + 2 = 19 + 2 = 21 мм. Выбираем подшипник d_п1=25мм

Подшипник должен упираться в бурт. Диаметр бурта_б1 ≥ d_п1 + 3 = 25 + 3 = 28 мм. Принимаем диаметр d_б1 = 30 мм.

Ведомый вал (рис.3.2)

Рис. 3.2

Ближайший больший d_в2 = 22 мм._п2 ≥ d_в2 + 2 = 22 + 2 = 24 мм. Подшипников с таким диаметром нет. Больший подшипник имеет диаметр d_п2 = 30 мм_к2 ≥ d_п2 + 2 = 30 + 2 = 32 мм. Оставляем этот диаметр._б2 ≥ d_к2 + 3 = 32 + 3 = 35 мм. Принимаем диаметр d_б2 = 38 мм.

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры известны:

₁ = 40 мм; d_а1 = 42 мм; b₁ = 34 мм.

Колесо кованое. Известны размеры: ₂ = 120 мм; d_а2 = 122 мм; b₂ = 28 мм.

Эскиз колеса показан на рис. 4.1.

Рис.

Диаметр ступицы:

_ст = 1,6 d_к2 = 1,6*32 = 51,2 = 52 мм.

Длина ступицы:_ст = (1,2…1,5) d_к2 = (1,2…1,5)*32 = 38,4…48 мм. Принимаем L_ст = 40 мм.

Толщина обода:

δ₀ = (2,5…4)m = (2,5…4)*1 = 2,5…4 мм.

Принимаем δ₀ = 3 мм.

Толщина диска:

С = 0,3 b₂ = 0,3*28 = 8,4 мм.

Принимаем С = 10 мм.

Примечание:

если окажется, что L_ст < b₂ , то принять L_ст = b₂.

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Конструктивная схема корпуса редуктора показана на рис. 5.1.

Рис. 5.1

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025 a_w + 1 = 0,025*80 + 1 = 3 мм. Принимаем δ = 5 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

b = 1,5 δ = 1,5*5 = 7,5 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса:

р = 2,35 δ = 2,35*5 = 11,75 мм. Принимаем р = 12 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

_ф = (0,03…0,036) a_w + 12 = (0,03…0,036)*80 + 12 = 14,4…14,88 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

Диаметр крепежных болтов:

_кр = (0,5…0,7) d_ф = (0,5…0,7)*16 = 8…11,2 мм.

Принимаем болты с резьбой М8. Отверстия под болты рекомендуется делать на 1 мм больше диаметра болта.

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

окружная сила Р = 2306 Н; радиальная сила Р_r = 860 Н;

осевая сила Р_а = 2248 Н; делительный диаметр шестерни d₁ = 60 мм. Кроме того, нам потребуется крутящий момент Т₁ = 46,121 Н*м и число оборотов вала n₁ = 1499 об/мин.

Расстояние от центра шестерни до центра подшипника l₁ = 35 мм

Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.1.

Рис. 7.1

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:

_х1 = R_х2 = Р/2 = 2306/2 = 1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

_y1 = (Р_r* l₁ + Р_а* d₁/2)/2 l₁ =

(860*35 + 2248*40/2)/71 = 2049 Н._y2 = (Р_r* l₁ - Р_а* d₁/2)/2 l₁ =

(860*35 - 2248*40/2)/71 = -202 Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Т_y = R_х1* l₁ = 1153*35 = 40 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Т_x1 = R_y1* l₁ = - 1063*35 = - 37*10³ Н*мм = - 37 Н*м;

Т_x2 = R_y2* l₁ = - 202*35 = - 7,2*10³ Н*мм = - 7,2 Н*м.

Т_кр = Т₁ = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

_r1 = √ R_х1² + R_y1² = √1153² + 1063² =1568 Н;_r2 = √ R_х2² + R_y2² = √1153² + 202² = 1170 Н.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле

Р_э = (Х*V*F_r1 + Y* F_а)*К_б*К_Т, (7.1)

где F_r1 = 4531 Н; F_а = Р_а = 2202 Н; V = 1 (вращается внутреннее кольцо).

К_б = 1,0…1,2 - нагрузка спокойная без толчков;

К_б = 1,2…1,3 - легкие толчки; перегрузка до 125%;

К_б = 1,3…1,5 - умеренные толчки; перегрузка до 150%;

К_б = 1,8…2,5 - значительные толчки; перегрузка до 200%.

Предположим, у нас 2-й случай. Принимаем К_б = 1,25.

К_Т =1 при температуре подшипников до 100^о (большинство случаев).

Коэффициенты Х и Y зависят от соотношения F_a/( V* F_r) и е - параметр осевого нагружения. Параметр е выбирается по таблице (приложение 7) и зависит от отношения F_a/С₀, где С₀ - статическая грузоподъемность (приложение 4).

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при F_a/( V* F_r) ≤ е принимают Х = 1, Y = 0.

Для радиально-упорных подшипников, типа 46… (угол контакта α₀ = 26^о; е = 0,68), при F_a/( V* F_r) ≥ е Х = 0,41 и Y = 0,87.

В нашем случае_a/( V* F_r1) = 2248/(1*1568) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Подставляем полученные данные в формулу (7.1).

Р_э = (Х*V*F_r1 + Y* F_а)*К_б*К_Т =

(0,41*1*1568 + 0,87*2248)*1,25*1 = 3248 Н.

Расчетная долговечность, млн. об., определяется по формуле

= (С/ Р_э)³ = (15700/3248)³ = 112 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

_h = L*10⁶/(60*n₁) =112*10⁶/(60*1499) = 0,001245*10⁶ часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 1245 часов. Берём подшипники из средней серии.

_х1 = R_х2 = Р/2 = 1153Н_y1 = (Р_r* l₁ + Р_а* d₁/2)/2 l₁ =

(31419 + 44960)/73 = 1046 Н_y2 = (Р_r* l₁ - Р_а* d₁/2)/2 l₁ =

(31419 - 44960)/73 = -185 Н.

Т_y = R_х1* l₁ = 1153*36,5 = 42,085 Н*м.

Т_x1 = R_y1* l₁ = - 1046*36,5 = - 38*10³ Н*мм = - 38 Н*м;

Т_x2 = R_y2* l₁ = - 185*36,5 = - 6,5*10³ Н*мм = - 6,5 Н*м.

Т_кр = Т₁ = -46,121 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

_r1 = √ R_х1² + R_y1² = √1153² + 1046² =1556 Н;_r2 = √ R_х2² + R_y2² = √1153² + 185² = 1167 Н._a/( V* F_r1) = 2248/(1*1556) = 1,4 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Р_э = (Х*V*F_r1 + Y* F_а)*К_б*К_Т =

(0,41*1*1556 + 0,87*2248)*1,25*1 = 3242 Н.= (С/ Р_э)³ = 571 млн. об.

Расчетная долговечность, час., определяется по формуле

_h = L*10⁶/(60*n₁) =571*10⁶/(60*1499) = 0,0635 *10⁶ часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 6351 часов.

Ведомый вал

Силы в зацеплении такие же, как на ведущем валу:

Р = 2306 Н; Р_r = 860 Н; Р_а = 2248 Н.

Рис. 7.2

Расстояние от центра колеса до центра подшипника l₂ = 37,5 мм

Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис. 7.2.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:_х3 = R_х4 = Р/2 = 2306/2 =1153 Н.

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

_y3 = (Р_r* l₂ - Р_а* d₂/2)/2 l₂ =

(869*37,5 - 2248*120/2)/75 = - 1368 Н._y4 = (Р_r* l₂ + Р_а* d₂/2)/2 l₂ =

(869*37,5 + 2248*120/2)/75 = 2228Н.

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Т_y = R_х3* l₂ = 1153*37,5=

*10³ Н*мм = 43 Н*м.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости равны:

Т_x3 = R_y3* l₂ = - 1368*37,5 = - 51*10³ Н*мм = - 51 Н*м;

Т_x4 = R_y4* l₂ = 2228*63,5 = 83*10³ Н*мм = 83 Н*м.

Т_кр = Т₂ = 132 Н*м.

Суммарные реакции опор равны:

_r3 = √ R_х3² + R_y3² = √1153² + 1368² = 1789Н;_r4 = √ R_х4² + R_y4² = √1153² + 2228² = 2509 Н.

Проверяем подшипники.

_a/( V* F_r4) = 2202/(1*5409) = 0,89 > е = 0,68. Поэтому Х = 0,41 и Y = 0,87.

Эквивалентная нагрузка равна:

Р_э = (Х*V*F_r4 + Y* F_а)*К_б*К_Т =

(2182 + 921)*1,25*1 = 3880 Н.

Расчетная долговечность, млн. об.:

= (С/ Р_э)³ = (32600/3880)³ = 592 млн. об. (С = 69,4 кН).

Расчетная долговечность, час.:

L_h = L*10⁶/(60*n₂) = 592*10⁶/(60*499) = 19,765*10³ часов.

Рекомендуется, чтобы расчетная долговечность была не менее 5000 часов.

В нашем случае 19765 часов.

Проверка прочности шпоночных соединений

Применяем шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов даны в приложении 5.

Материал шпонок - сталь 45, имеющая σ_в = 598 МПа; σ_т = 363 МПа. Коэффициент запаса прочности возьмем такой же, как и для валов - n = 5. Тогда [σ] = σ_в/ n = 598/5 = 119,6 МПа ≈ 120 МПа. [σ]_см ≈ 2[σ] = 240 МПа.

Шпонки рассчитываются на смятие. Условие прочности имеет вид:

σ _см = 2Т/[d*(h - t₁)*(l - b)] ≤ [σ]_см (8.1)

Ведущий вал

Дано: Т₁ = 46,121 Н*м; d_в1 = 19 мм; b = 8 мм; h = 6 мм; t₁ = 3,5 мм; длина шпонки l = l_вала - 2*(1…3) - фаска = 40 - 2*2 - 2 = 34 мм.

σ _см = 2Т₁/[d_в1*(h - t₁)*(l - b)] =

*46*10³/[19*(6 - 3,5)*(34 - 8)] = 69,35 МПа < [σ]_см = 240 МПа.

Условие прочности выполняется

Ведомый вал (проверяем шпонку под колесом)

Дано: Т₂ = 132 Н*м; d_к2 = 32 мм; b = 8 мм; h = 7 мм; t₁ = 4 мм; длина шпонки l = L_ст - 2*(1…3) = 40 - 2*2 = 36 мм.

σ _см = 2Т₂/[d_к2*(h - t₁)*(l - b)] =

*132*10³/[32*(74)*(36-8)] = 98,86 МПа < [σ]_см = 240 МПа.

Условие прочности выполняется.

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ ПРОЕКТА

.Сборочный чертеж редуктора

Рис.

Рис.

Рис.

Рис. Чертёж вала ведомого

Рис. Чертеж колеса зубчатого

Заключение

Таким образом в данном курсовом проекте был спроектирован электромеханический привод. Выполнены все расчеты, позволяющие обеспечить заданные технические характеристики устройства. Выполнены кинематический и геометрический расчет привода, расчёт мощности электродвигателя, произведён расчёт валов и зубчатых колёс редуктора, выполнена компоновка и построение редуктора.

Также в данном курсовом проекте представлен сборочный чертеж редуктора с деталировкой зубчатого колеса и ведомого вала редуктора.

Выполняя данный курсовой проект я освоил и закрепил материал по разделу «Прикладная механика».

Приложение 1

Таблица. Электродвигатели серии 4А

Приложение 2

Таблица. Шарикоподшипники радиально-упорные

Приложение 3

Рис. Шпонки призматические

Таблица.

Приложение 4

Рис. Манжеты резиновые армированные (ГОСТ 8752 - 79)

Таблица.

Приложение 5

Таблица. Коэффициенты Х и Y для однорядних радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников