|
Курсовая работа: Кинематический расчет приводаКурсовая работа: Кинематический расчет привода1. Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода1.1 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, Нм, 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, Нм, 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, Нм, 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, Нм, 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, Нм, определяем по формуле Т5 = Т4 × h4 , (1.13) Т5 = 540,77 × 0,99 = 524,66 НЧм 2. Расчет плоскоременной передачи2.1 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 передачиВыбираем 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 = KFKFv, (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 = 1,121,45 =1,62 МПа условие sF < [sF ]2 выполнено. 4. Расчет цилиндрической шевронной передачиВыбираем 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 |
|
|||||||||||||||||||||||||||||
|
Рефераты бесплатно, реферат бесплатно, рефераты на тему, сочинения, курсовые работы, реферат, доклады, рефераты, рефераты скачать, курсовые, дипломы, научные работы и многое другое. |
||
При использовании материалов - ссылка на сайт обязательна. |