Курсовая работа по деталям машин на тему Проектирование электромеханического привода двухступенчатого цилиндрического редуктора

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРАМЕТРОВ АГРЕГАТОВ И ПЕРЕДАЧ
В СОСТАВЕ ПРИВОДА
Основные параметры агрегатов в составе привода определяют, рассматривая привод как техническую систему:
– назначение каждой части привода обусловлено назначением и требованиями к приводу в целом, представленными в ТЗ на проектирование;
– свойства привода зависят от взаимодействия его частей.
1.1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
(энергетическое согласование привода и исполнительного механизма)
Момент Тим , передаваемый валу ИМ, и угловая скорость вала им определены требованиями ТЗ.
Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, равна:
Рим= Тим им = 278 ∙ 6,597 = 1833,966 Вт, (1)
где им =  nим / 30 = 3,1416 ∙ 63 / 30 = 6,597 рад/с
Расчетное значение мощности определим, принимая коэффициент полезного действия (КПД) привода на основе опыта проектирования и эксплуатации аналогичных технических объектов:
Рэд- р = Рим /пр, (2)
где КПД привода пр определяется на основе последовательного учета потерь мощности при работе каждой кинематической пары:
пр= (рп п) (Зп п) (Зп пм). (3)
рп  0,94 ... 0,96 – коэффициент, учитывающий потери мощности в ременной передаче; принят рп = 0,95 ;
п  0,99 ...0,995– коэффициент, учитывающий потери мощности в подшипниковых узлах одного вала; принят п = 0,995
зп  0,98 ... 0,99 – коэффициент, учитывающий потери мощности в закрытой зубчатой паре редуктора; принят зп = 0,985 .
м  0,98 ... 0.99 – коэффициент, учитывающий потери мощности в муфте; принят м = 0,985
Принимая п и зп одинаковым для всех валов и зубчатых передач, получим КПД привода равным
пр = рп п3 2Зп м = 0,95 ∙ 0,9953 ∙ 0,9852 ∙ 0,985 = 0,8943. (4)
 
Расчетное значение мощности электродвигателя равно
Рэд- р = Рим/ пр = 1833,966/ 0,8943 = 2050,7279 Вт. (5)
Выбираем асинхронный ЭД по каталогу согласно условию
Рэд  0,95 Рэд- р
Выбран электродвигатель марки АИР100L6;
– паспортная мощность Рэд = 2,2 кВт;
– синхронная частота nс = 1000 об/мин,
– частота вращения вала ЭД n эд = 950 об/мин,
– диаметр присоединительного участка вала ЭД d1 = 28 мм,
– длина присоединительного участка вала ЭД l1 = 60 мм.
1.2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ПЕРЕДАТОЧНОГО ОТНОШЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
(кинематическое согласование привода и исполнительного механизма)
Передаточное отношение привода:
iпр = эд / им = пэд /п им = 950 / 63 = 15,0794
Представим его как произведение передаточных отношений отдельных передач в составе привода:
iпр = iрп iрд = iрп iб iт, (6)
где iр – передаточное отношение ременной передачи; в данном проекте примем предварительно iрп  1,5 ... 2 ; принято iрп = 1,75;
iрд – передаточное редуктора; iрд = iпр / iрп = 8,6168;
Передаточное отношение двухступенчатого редуктора iрд = iб iт, где iб и iт – соответственно передаточное отношение быстроходной (1) и тихоходной (2) зубчатых передач редуктора (рис. 1).










При назначении передаточных отношений зубчатых передач необходимо соблюдать неравенство iб  iт . Рациональным для схемы редуктора, представленной на рис.1, считается отношение iб/ iт  1,2 … 1,3.
 
Предварительное iт =(iрд / 1,25)1/2 = (8,6168/1,25)^(1/2) = 2,626; iб = iрд / iт = 3,281.
Учитывая соотношение iб /iт  1,2…1,3, принимаем стандартные значения iт и iб из ряда передаточных отношений, рекомендуемых для цилиндрических передач:
1-й ряд – 1; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;
2-й ряд – 1,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2.
Окончательно принято iт = 2,6466; iб = 3,281; отношение iб/ iт = 1,24;
iрд = iт iб = 8,6168; iр = iпр/ iрд = 1,75
1.3. МОЩНОСТЬ, ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ И КРУТЯЩИЙ МОМЕНТ
ЭЛЕМЕНТОВ В СОСТАВЕ ПРИВОДА
Результаты расчета представлены в таблицы 1:
Таблица 1
Энерго-кинематические параметры элементов привода





1.4. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ,
ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
1.4.1. Проектировочный расчет валов
Валы находятся под действием крутящих и изгибающих моментов. На данном этапе разработки проекта известны только крутящие момен-ты на валах. При проектировочном расчете значение диаметра вала в местах установки зубчатых колес предварительно определяем, исходя из условия
di = , (7)

где di – расчетное значение диаметра данного вала;
Тi – крутящий момент на данном валу;
[]i – допускаемое напряжение для материала вала;
при проектировочном расчете принимается [] = (0,026...0,036)в (наименьшие значения – для быстроходных, средние – для промежуточ-ных, наибольшие – для тихоходных валов).
В качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопро-тивление которой равно в = 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Соответственно, для выходного вала [] = 20 МПа, для промежу-точного вала [] = 15 МПа, для входного вала [] = 10 МПа.
Расчетное значение диаметра выходного вала dр-Вых= 38 мм; проме-жуточного вала dр-Пр = 32 мм; входного вала dр-Вх= 30 мм.