1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon

1. Энергетический и кинематический расчеты привода






Скачать 346.26 Kb.
Название1. Энергетический и кинематический расчеты привода
страница1/2
Дата конвертации07.08.2013
Размер346.26 Kb.
ТипДокументы
  1   2
Содержание


Задание…………………………………………………………………………1

1. Энергетический и кинематический расчеты привода……………………3

2. Расчет цилиндрической передачи редуктора…………………………… 5

3. Расчёт открытой передачи……………………………………………… 14

4. Проектировочный расчёт валов, подбор муфты……………………… 19

5. Определение конструктивных размеров элементов зубчатых колёс,

крышек и корпуса редуктора…………………………………………… 22

6. Первый этап эскизной компоновки редуктора………………………… 26

7. Проверка прочности шпоночных соединений………………………… 27

8. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности ……………………………………………………… 28

9. Уточнённый расчёт валов…………………………………………………34

10. Выбор сорта мала……………………………………………………… 36

11.Сборка редуктора…………………………………………………………37

Литература……………………………………………………………………38








1. Энергетический и кинематический расчеты привода

1. Выбор электродвигателя.

1.1.Определение общего КПД двигателя.




где - КПД муфты.

- КПД редуктора.

- КПД открытой передачи.

- КПД подшипников качения.


1.2.Определение потребной мощности электродвигателя.





1.3. Определение общего передаточного числа привода.




где - передаточное число зубчатой цилиндрической передачи редуктора.

- передаточное число открытой передачи.


1.4. Определение потребной частоты вращения электродвигателя.





1.5. Выбор электродвигателя.


Пользуясь таблицами (2, с.23, таб. 2.4.) выбираем электродвигатель так, чтобы потребная мощность его была равна или меньше номинальной мощности.


Технические данные электродвигателя сводим в таблицу.

Таблица 1.

Тип двигателя

Номинальная мощность, кВт

Частота вращения, об/мин





4А132S8

4

720

1.9

2.6



2. Действительное передаточное число привода

и окончательная разбивка его по ступеням.




Передаточное число редуктора берем равное3.5, уточняем передаточное число открытой передачи:



3. Частота вращения валов привода.








т. к. соединяются муфтой.

4. Мощность, передаваемая на валы.





5. Крутящие моменты, передаваемые на валы.





Полученные данные сведем в таблицу.

Таблица 2.

№ вала

Мощность, кВт

Частота вращения, об/мин

Крутящий момент, Н*м



3.322

720

44.06



3.1559

256.23

117.62



3.061

80.07

365.114



3.0003

80.07

357.85



2. Расчет цилиндрической передачи редуктора.


2.1.Желая получить сравнительно не большие габариты и невысокую стоимость редуктора, назначаем для изготовления шестерни сталь 40ХН, для колеса сталь 35Х.

Механические характеристики сводим в таблицу.


Наименование

Марка стали

Термообработка

Твердость, НВ

Предел прочности,

Предел текучести,



шестерня

40ХН

улучшение

265

880

590

колесо

35Х

улучшение

240

740

490
Таблица 3.


2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.


Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:



где = 1,1 – коэффициент безопасности для зубчатых колес, подвергнутых нормализации.



- базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни;



- базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев колеса.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.



Здесь - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса.

Для ступенчатой циклограммы нагружения и частоты вращения, эквивалентное число циклов перемены напряжения для шестерни:



где с =1 – число колес, находящихся одновременно в зацеплении с шестерней.



Здесь - = 5 лет – срок службы привода в годах.

=0,8 – коэффициент использования привода в течение года,

=0,3 - коэффициент использования привода в течение суток.

Эквивалентное число циклов для колеса:



Так как и , то принимаем коэффициент долговечности

. Подставляя полученные данные в исходную формулу, получим:



За расчетное принимаем .


2.3. Определение допускаемых напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.


Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса при нормализации равны:




где и - пределы текучести таб.3.

2.4. Проверочный расчет на контактную выносливость.

Проверочный расчет производится для зубчатых передач с целью предварительного определения геометрических параметров зубчатых колёс с последующей проверкой по контактным и изгибным напряжениям.

Чтобы решить какую передачу следует рассчитать цилиндрическую прямозубую или косозубую передачу, определяем предварительную окружную скорость шестерни, задавшись ее диаметром .





где =720об/мин – частота вращения 1-го вала.

При расчете принимаем передачу прямозубой.

По таб.9.4(5, с.181) принимаем для симметричного расположения колес относительно опор коэффициент ширины шестерни .

По графику на рис.9.5 (5, с.182) коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца .

По формуле 9.1. (5, с.181) определяем диаметр начальной окружности шестерни:





где =117,62Н*м – крутящий момент на валу шестерни таб.2.

=3.2 – передаточное число редуктора.

=450мПа – допускаемое контактное напряжение для минерала колеса.

Окружная скорость шестерни:




Следовательно, передача действительно прямозубая.

Ширина венца шестерни:



По ГОСТ 6636-69 принимаем =55 мм(7,с.59)

Ширина венца колеса



По таб.9.5.(5, с.183) принимаем величину коэффициента ширины шестерни относительно модуля .


Модуль зацепления:



По СТ СЭВ 310-76 (5, с.183) принимаем =2 мм.

Число зубьев шестерни:

, принимаем =33;

Число зубьев колеса:




Уточняем передаточное число редуктора:




Диаметры начальных окружностей шестерни и колеса:





Межосевое расстояние:





Уточняем окружную скорость шестерни:





2.5. Проектировочный расчет выносливость по контактным напряжениям.


По таб.9.10.(5, с.187) назначаем 8-ю степень точности. По таб. 9.9.(5, с.186) выбираем значение коэффициента, учитывающего влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. По таб. 9.7.(5, с.186) определяем значение коэффициента, учитывающего влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев .

По формуле 9.10 (5, с.185) удельная окружная динамическая сила:



По формуле 9.9 (5, с.185) коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:




где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

=1,09- коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Коэффициент торцового перекрытия; для прямозубых колес:



По формуле (5, с.185) коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии для прямозубых передач:



По формуле 9.8(5, с.185) удельная расчетная окружная сила:





Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полосе зацепления =1,77.

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес, для стальных колёс

По формуле 9.7(5, с.185) расчётные контактные напряжения:





Определяем величину недогруза:




Следовательно, условие контактной выносливости выполняется.


2.6. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.


По формуле 9.38 (5, с.197) расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой:



где =2,6 таб.1



Следовательно, условие прочности выполняется.


2.7. Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость.


Эти напряжения определяются по формуле 9,35 (5, с.193):




где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , который определяется раздельно для шестерни и колеса.





- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; =1-одностаронняя нагрузка.

- коэффициент безопасности,

где =1,75- коэффициент, учитывающий нестабильность материала колеса и ответственность зубчатой передачи.

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для ковок и штамповок =1.



По формуле 3.23(7, с 18) эквивалентное число циклов перемены напряжений:







Так как и , то коэффициент долговечности .

Подставляя в исходную формулу определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:





2.8. Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

Допускаемые предельные напряжения определяются раздельно для шестерни и колеса по формуле:



где =0,97 - коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений.

=1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

- коэффициент безопасности, при вероятности неразрушения 0,99 =1,75, при вероятности неразрушения свыше 0,99 =2,2

- предельное напряжение, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого износа зуба.

Для легированных и углеродистых сталей подверженных нормализации или улучшению при НВ 180…350




Тогда допускаемые предельные напряжения:




2.9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе.

Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба определяется по формуле:





где - коэффициент, учитывающий наклон зуба; =1-для прямозубых.

-коэффициент, учитывающий перекрытие зуба; =1-для прямозубых.

- коэффициент, учитывающий форму зуба.

=3,7 при =33, =3,6 при =104

Так как , то расчёт ведём по колесу.

По формуле 9.10(5, с.185)




где =0,016 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи(5, с.186).

По формуле 9.14 (5, с.188) коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:




По формуле 9.12 (5, с.187) удельная расчётная окружная сила:




Подставляя в исходное уравнение, получим:






Следовательно, условие прочности выполняется.


2.10. Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.


По формуле 9.3 (5, с.197) максимальное напряжение изгиба, возникающее при перегрузке:




Так как , то условие прочности выполняется..


2.11. Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи.

Диаметры окружности выступов шестерни и колеса:





Диаметры окружности впадин:





Параметры зацепления сводим в таблицу.

Таблица 4.

наименование

обозначение

Единицы измерения

значение

шестерни

колеса

Модуль зацепления



Мм

2

2

Число зубьев

z

-

33

104

Диаметр начальной окружности



Мм

66

208

Делительный диаметр



Мм

66

208

Диаметр окружности впадин



Мм

61

203

Диаметр окружности вершин



Мм

70

212

Ширина венца



Мм

55

50

Межосевое расстояние



Мм

137

137

Степень точности




-

8

8

3. Расчет открытой передачи привода


В зависимости от мощности, передаваемым ведущим шкивом и его частоты вращения, производим выбор сечения ремня ( , рис. 5.2).

Принимаем ремень сечения Б.

Характеристика ремня ( , табл. К.31).





Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива





В целях повышения срока службы ремней рекомендуется ( , с. 82) применять ведущие шкивы с диаметром:




Принимаем:



Диаметр ведомого шкива определяется по формуле (, с. 87)



где

- передаточное число клиноременной передачи

- коэффициент скольжения;



Принимаем:



Фактическое передаточное число и отклонение от заданногоопределяется по формулам






Пересчитываем частоту вращения ведомого шкива:











Ориентировочно межосевое расстояние определяется по формуле (, с. 88)


, где


h – высота сечения клинового ремня, мм








Определяем среднее значение





Расчетная длина ремня определяется по формуле








Принимаем

Уточним межосевое расстояние по стандартной длине ремня по формуле








Угол обхвата ремнем ведущего шкива определяется по формуле (, с. 88)






Скорость ремня





где - допускаемая скорость ремня





Частота пробегов ремня


,


где - допускаемая частота пробегов ремня (, с. 85)





Количество клиновых ремней определяется по формуле



где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем (, табл. 5.5);

- коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы (, табл. 5.2);

- коэффициент обхвата на меньшем шкиве(, табл. 5.2);

- коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой (, табл. 5.2);

- коэффициент числа ремней в комплекте клиноременной передачи (, табл. 5.2);


группа 321

Принимаем z = 6


Сила предварительного натяжения одного клинового ремня определяется по формуле (, с. 91)







Сила давления на вал определяется по формуле ( , с. 91)





Окружная сила






Сила натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня (, с. 91)









Проверочный расчет

Прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви проверяется по условию (, с. 84)

,

где - напряжение растяжения, МПа;





- напряжения изгиба, МПа

,

где =100 МПа (, с. 81) – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней

- напряжения от центробежных сил, МПа



где = 1150 кг/м3 – плотность материала ремня (, с. 81)



-условие прочности выполняется

Базовое число циклов









Рабочий ресурс ремней





Параметры клиноременной передачи представлены в таблице 5

Таблица№ 5- Параметры клиноременной передачи


Наименование параметра

Значение

Тип ремня

Клиновой

Сечение ремня

А

Количество ремней z

6

Межосевое расстояние a, мм

350.1

Длина ремня l, м

1400

Угол обхвата малого шкива a1, град

146.6

Число пробегов ремня U, 1/с

3.01

Диаметр ведущего шкива d1, мм

112

Диаметр ведомого шкива d2, мм

315

Максимальное напряжение smax, МПа

5.67

Сила предварительного натяжения F0, Н

134.66

Сила давления ремня на вал Fb, Н

775.64

  1   2

Ваша оценка этого документа будет первой.
Ваша оценка:

Похожие:

1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconКинематический расчёт привода
314.3kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconВыбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода…5
340.4kb.   ...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
552.8kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconI. Выбор электродвигателя и кинематический расчет Общий кпд привода вычисляем по формуле ( [1], стр. 4, 2)
313kb.   Кпд муфты примем ηм= 0,95; кпд закрытой зубчатой пердачи η1= 0,97; кпд открытой зубчатой η2=0,95; кпд барабана ηб= 0,99; коэффициент,...
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconФакультет «Энергетический»
2350.6kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconурок по теме "Расчеты по химическим уравнениям" - Урок химии в 8 классе «Расчеты по химическим уравнениям»
43kb.   разработка обучающего урока.
1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
269kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconВыбор электродвигателя и кинематический расчет
22.5kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода icon1. 1 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
32.5kb.  
1. Энергетический и кинематический расчеты привода iconМосковский энергетический институт
773kb.   Курсовая работа предназначена для выполнения расчетов по технико-экономическому обоснованию выбора схемы энергоснабжения промышленного...
Разместите кнопку на своём сайте:
Рефераты


База данных защищена авторским правом ©CoolReferat 2000-2018
обратиться к администрации | правообладателям | пользователям
Основная база рефератов
Рефераты