Курсовая работа: Кинематический расчет привода

Курсовая работа: Кинематический расчет привода

1. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода определяем согласно [5,c.4] по формуле

               (1.1)

где h1- к.п.д. плоскоременной передачи, h1 = 0,97 [5,c.5]

h2- к.п.д. зубчатой передачи h2= 0,97 [5,c.5]

h3- к.п.д. муфты h33= 0,98 [3,c.352]

 h4 - к.п.д. пары подшипников качения  h4 = 0,99 [5,c.5]

h = 0,97 × 0,972 × 0,98 × 0,994 = 0,86

1.2 Требуемую мощность электродвигателя Ртр, кВт, определяем согласно [5,c.4] по формуле

         (1.2)

где Р5 - требуемая мощность на ведомом валу, Р5 = 5,5 кВт

кВт

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А112М2У3 с синхронной частотой вращения n = 3000 мин-1, с параметрами Рдв = 7,5 кВт и скольжением s = 2,5%.

1.3 Номинальную частоту вращения электродвигателя n, мин-1, определяем согласно [5,c.6] по формуле

           (1.3)

мин-1

1.4 Угловую скорость на валу электродвигателя 1, с-1, определяем по формуле

         (1.4)

с-1

1.5 Общее передаточное отношение привода u определяем согласно [5,c.8] по формуле

   (1.5)

где n5 - частота вращения ведомого вала, n5 = 100 мин-1

Принимаем передаточное число зубчатой прямозубой передачи согласно [5,с.7, с.36] u2 = 4.

Принимаем передаточное число зубчатой косозубой передачи согласно [5,с.7, с.36] u3 = 3,15.

Передаточное число клиноременной передачи u1 определяем по формуле

                                          (1.6)

Частота вращения вала электродвигателя n1 = 2925 мин-1

Частоту вращения валов редуктора ni, мин-1, определяем по формуле

                                             (1.7)

где i - порядковый номер вала

Частоту вращения ведущего вала n2, мин-1, определяем по формуле (1.7)

мин-1

Частоту вращения промежуточного вала n3, мин-1, определяем по формуле (1.7)

мин-1

Частоту вращения ведомого вала n4, мин-1, определяем по формуле (1.7)

мин-1

Частота вращения вала привода n5 = n4 = 100 мин-1

Угловая скорость вала электродвигателя 306,31 с-1

Угловую скорость валов редуктора с-1, определяем по формуле

                                            (1.8)

Угловую скорость ведущего вала с-1, определяем по формуле (1.8)

 с-1

Угловую скорость промежуточного вала с-1, определяем по формуле (1.8)

 с-1

Угловую скорость ведомого вала с-1, определяем по формуле (1.8)

 с-1

Угловая скорость вала привода w4 = w4 = 10,48  с-1

Вращающий момент на валу электродвигателя Т1, Нм, определяем согласно [5,c.4] по формуле

                        (1.9)

где Р1 - мощность на валу электродвигателя, Р1 = 6,4  103 Вт

НЧм

Вращающий момент на ведущем валу редуктора Т2, Нм, определяем по формуле

Т2 = Т1 × u1 × h1 × h4       (1.10)

Т2 = 20,89 × 2,32 × 0,97 × 0,99  = 46,54 НЧм

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора Т3, Нм, определяем по формуле

Т3 = Т2 × u2 × h2 × h4 ,            (1.11)

Т3 = 46,54 × 4 × 0,97 × 0,99 = 178,77 НЧм

Вращающий момент на ведомом валу редуктора Т4, Нм, определяем по формуле

Т4 = Т3 × u3 × h2 × h4 ,                (1.12)

Т4 = 178,77 × 3,15 × 0,98 × 0,99 = 540,77 НЧм

Вращающий момент валу привода, Т5, Нм, определяем по формуле

Т5 = Т4 × h4 ,                        (1.13)

Т5 = 540,77 × 0,99 = 524,66 НЧм

2. Расчет плоскоременной передачи

2.1 Диаметр меньшего шкива плоскоременной передачи d1, мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле

                  (2.1)

мм

Подбираем диаметр шкива из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 d1 = 160 мм

2.2 Диаметр ведомого шкива d2, мм, определяем согласно [5,c.120] по формуле

 d2 = d1 × u1,                 (2.2)

d2 = 160 × 2,32 = 371,2 мм

2.3 Межосевое расстояние а, мм, определяем согласно [5,c.121] по формуле

a = 2 × (d1 + d2),                                          (2.3)

a = 2 × (160  + 371,2) = 1062,4 мм

2.4 Угол обхвата меньшего шкива a1, град, определяем согласно [5,c.121] по формуле

            (2.4)

2.5 Длину ремня L, мм, (без учета припуска на соединение концов) определяем согласно [5,c.121] по формуле

 (2.5)

мм

2.6 Скорость ремня v, м/с, определяем согласно [5,c.121] по формуле

v = 0,5 × w1 × d1,           (2.6)

v = 0,5 × 306,31 × 160 × 10-3 = 24,5 м/с

2.7 Окружную силу Ftр, Н, определяем согласно [5,c.121] по формуле

            (2.7)

Н

2.8 По табл. 7.1. [5,с.119] выбираем ремень БКНЛ имеющий число прокладок z = 2; расчетную толщину прокладки с резиновой прослойкой d =1,2 мм; наибольшую допускаемую нагрузку на прокладку Po = 3 Н/мм ширины ремня

Проверяем выполнение условия согласно [5,c.123] по формуле

d < 0,025  d1              (2.8)

где d = do  z = 1,2  2 = 2,4

d = 0,025  160 = 4

условие выполнено т. к. 2,4 < 4

2.9 Допускаемую рабочую нагрузку [p], МПа на 1мм ширины прокладки определяем согласно [5,c.122] по формуле

[p] = Po × Ca × Cv × Cp × Cq ,                            (2.9)

где Ca - коэффициент угла обхвата определяем согласно [5,c.122] по  формуле

2.10 Ширину ремня b, мм, определяем согласно [5,c.121] по формуле

          (2.12)

мм

принимаем b = 63 мм

2.11 Предварительное натяжение ветви ремня Fo, Н, определяем согласно [5,c. 121] по формуле

2.14

Напряжение от растяжения ремня s1, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле

                    (2.16)

МПа

2.15 Напряжение от изгиба ремняsи, МПа, определяем согласно [5,c.123] по формуле

            (2.17)

где Eи = 100 МПа [5,с.123]

МПа

Максимальное напряжение не должно превышать предела выносливости max £ 7 МПа [5,с.123)]

2.18 Число пробегов ремня с секунду l определяем согласно [5,c.124] по формуле

                                      (2.20)

2.19 Долговечность ремня Но, ч, определяем согласно [5,c.124] по формуле

            (2.21)

где s - предел выносливости ремня, s = 7 МПа [5,c.123];

Сi - коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения

определяем согласно [5,c.124] по формуле

          (2.22)

Сн - коэффициент, зависящий от изменения нагрузки, Сн = 1 [5,c.124]

Рекомендуемая долговечность ремня Но не менее 2000 час [5,с.124]

2.10 Нагрузку на валы ременной передачи Fв, Н, определяем согласно [5,c.124] по формуле

                        (2.23)

Н

3. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, 230 HВ1, для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение, 200HВ2.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, согласно [5,c.33] по формуле

   (3.2)

где KHL - коэффициент долговечности, KHL =1 [5, с.33];

[SН] - коэффициент безопасности, [SН] = 1,2 [5, с.33].

Коэффициент долговечности KHL определяем согласно [5, c.33] по формуле

  (3.3)

где NHO - число циклов напряжений, соответствующее пределу вынос-

ливости, NHO = 15 106 [3, c.130];

N - число циклов перемены напряжений зубьев за весь срок службы

согласно [3, c.130] определяем по формуле

 (3.4)

где Lh - ресурс передачи.

Ресурс передачи Lh, ч, определяем по формуле

Lh = Т × 365 × 24 × Кгод × Ксут, (3.5)

Lh = 5 × 365 × 24 × 0,6 × 0,3 = 7884 ч

Число циклов перемены напряжений зубьев шестерни N1 за весь срок службы определяем согласно [3, c.145] по формуле

Число циклов перемены напряжений зубьев зубчатого колеса за весь срок службы N2 определяем по формуле [3.4]

при N > NHO, KHL = 1 [5, c.33].

Коэффициент долговечности для шестерни KHL1 при соблюдении условия

N1 > NHO ,

596,45 106 > 15 106

равняется KHL1 = 1.

Коэффициент долговечности для зубчатого колеса KHL2 при соблюдении условия

N2 > NHO,

149,12 ×106 > 15 ×106

равняется KHL2 = 1.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни , МПа, по формуле [3.2]

 МПа

Определяем допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса , МПа, по формуле [3.2]

МПа

Для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение.

3.3 Определяем межосевое расстояние aw, мм, из условия контактной выносливости зубьев согласно [5, c.32] по формуле

              (3.6)

где KH-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца, KH= 1 [5, с.32];

yba - коэффициент ширины венца колеса, yba = 0,2 [5, с.32].

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=180 мм

3.4 Определяем нормальный модуль зацепления m, мм, согласно [5, c.36] по формуле

m = (0,01 ¸0,02) × aw ,        (3.7)

m = (0,01 ¸0,02) × 180  = 1,8 ё 3,6 мм

3.5 Определяем число зубьев шестерни z1 согласно [5, c.37] по формуле

            (3.8)

3.6 Определяем число зубьев зубчатого колеса z2 по формуле

z2 = z1 × u2,                 (3.9)

z2 = 36 × 4  = 144

3.7 Определяем делительные диаметры зубчатой передачи di, мм, согласно [5, c.37] по формуле

di  = m × zi,               (3.10)

Определяем делительный диаметр шестерни d1, мм, по формуле [3.10]

d1  = 2 × 36  = 72 мм

Определяем делительный диаметр зубчатого колеса d2, мм, по формуле [3.10]

d1  = 2 × 144  = 288 мм

3.8 Уточняем межосевое расстояние aw, мм, согласно [5, c.37] по формуле

     (3.11)

мм

3.9 Определяем диаметры вершин зубчатых колес dai, мм, согласно [5, c.293] по формуле

dai = di  + 2× m,         (3.12)

Определяем диаметр вершин шестерни da1, мм, по формуле [3.12]

da1 = 72 + 2 × 2 = 76 мм

Определяем диаметр вершин зубчатого колеса da2, мм, по формуле [3.12]

da2 = 288  + 2 × 2 = 292 мм

3.10 Определяем ширину колеса b2, мм, согласно [5, c.294] по формуле

b2 = y × aw,               (3.13)

b2 = 0,2 × 180  = 36 мм

3.11 Определяем ширину шестерни b1, мм, согласно [5,c.294] по формуле

b1 = b2 + 5,                   (3.14)

b1 = 36 + 5 = 41 мм

3.12 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру bd согласно [5, c.33] по формуле

                      (3.15)

3.13 Определяем окружную скорость колес v, м/с, согласно [5, c.294] по формуле

       (3.16)

м/с

При такой скорости для прямозубых колес по ГОСТ 1643-81 принимаем 8-ю степень точности.

3.14 Определяем коэффициент нагрузки KH согласно [5, c.39] по формуле

KH  = KHb × KHv × KHa ,           (3.17)

где KHb  - коэффициент, KHb = 1,06 [5, с.39];          

KHv  - коэффициент, KHv = 1,05 [5, с.40];

KHa  - коэффициент, KHa = 1 [5, с.39].

KH  = 1,06 × 1,05 × 1 = 1,11

3.15 Проверяем контактные напряжения Н, МПа, согласно [5, c.31] по формуле

              (3.18)

МПа

недогруз составляет .

3.16 Определяем окружную силу, действующую в зацеплении, Ft1, Н, согласно [5, c.41] по формуле

                   (3.19)

Н

3.17 Определяем радиальную силу, действующую в зацеплении, Fr, Н, согласно [5, c.294] по формуле

Ft1  = Ft1 × tga,                                            (3.20)

где a = 20° - угол зацепления

Fr1  = 1293 × tg20° = 471 Н

3.18 Определяем допускаемые напряжения согласно [5, c.43] по формуле

            (3.21)

где s°Flimb1 - значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для шестерни, МПа, принимаем согласно [5, c.44]

1,8 НВ1 = 1,8  230 = 414 МПа

Значение предела выносливости при отнулевом цикле изгиба для колеса, МПа, принимаем согласно [5, c44]

1,8 НВ2 = 1,8  200 = 360 МПа

- коэффициент безопасности определяем согласно [5, c.43] по

формуле

       (3.22)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес, 1,75 [5, с.45];

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, 1 [5, с.44].

Определяем допускаемые напряжения для шестерни , МПа, по формуле [3.21]

МПа

Определяем допускаемые напряжения для зубчатого колеса , МПа, по формуле [3.21]

МПа

3.19 Находим отношения согласно [5,c.295] по формуле

               (3.23)

где YF1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни, YF1 = 3,75

[5, с.42];

YF2 - коэффициент, учитывающий форму зуба зубчатого колеса,           

YF2 = 3,6 [5, с.42].

Находим отношения для шестерни по формуле [3.23]

Находим отношения для зубчатого колеса по формуле [3.23]

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

3.20 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба F, МПа, согласно ГОСТ 21354-75 по формуле

         (3.24)

где KF - коэффициент нагрузки определяем согласно [5, c.42] по формуле

KF = KFKFv,                  (3.25)

где KF - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине зуба, KF = 1,12 [5, c.43];

KFv - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки,

KFv = 1,45 [5,с.43].

KF = 1,121,45 =1,62

МПа

условие sF  < [sF ]2 выполнено.

4. Расчет цилиндрической шевронной передачи

Выбираем материалы: для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение 220 HВ1 , для зубчатого колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение 200 HВ2

3.1 Предел контактной выносливости sHlimbi МПа, определяем согласно [5, с.34] по формуле

sHlimbi= 2 HВi + 70,                             (3.1)

Предел контактной выносливости шестерни Hlimb3, МПа, определяем по формуле [3.1]

sHlimb3 = 2 220 + 70 = 510 МПа

Предел контактной выносливости для зубчатого колеса Hlimb4, МПа, определяем по формуле [3.1]

sHlimb4 = 2 200 + 70 = 470 МПа

3.2 Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем согласно [5, c.33] по формуле

    (3.2)

где KHL - коэффициент долговечности определяем согласно [5, c.33] по формуле, KHL1 = 1

[SН] - коэффициент безопасности, [SН] = 1,2 [5, с.33]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни , МПа, определяем по формуле [3.2]

МПа

Допускаемые контактные напряжения для зубчатого колеса , МПа, определяем по формуле [3.2]

Страницы: 1, 2