1. Кинематический и силовой расчёт привода




Название1. Кинематический и силовой расчёт привода
страница1/5
Дата публикации30.07.2013
Размер0.49 Mb.
ТипРеферат
zadocs.ru > Астрономия > Реферат
  1   2   3   4   5



Содержание

Введение


1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1Схема привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Кинематический и силовой расчёт

2. Расчёт зубчатых передач

2.1. Схема передачи, исходные данные, цель расчёта

2.2. Критерий работоспособности и расчёта

2.3. Выбор материалов зубчатых колёс

2.4. Расчёт допускаемых напряжений

2.5. Проектный расчёт передачи

2.6. Подбор основных параметров зацепления

2.7 Определение основных геометрических размеров

2.8. Проверочные расчёты

2.9. Силы, действующие в зацеплении

3. Расчет цепной передачи 5-6.

3.1 Выбор типа цепи.

3.2 Определение числа зубьев звездочек.

3.3 Коэффициент эксплуатации цепной передачи.

3.4 Расчетный шаг цепи.

3.5 Выбор приводной цепи.

3.6 Проверочные расчеты передачи.

3.7 Нагрузка на валы цепной передачи.

4. Компановка редуктора.

4.1 Ориентировочный расчёт валов.

4.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора.

4.3 Подбор подшипников.

5. Выбор и проверка шпонок

5. Уточненный расчёт вала и подшипников

5.1 Уточненный расчет вала

5.2 Расчет подшипников на долговечность

6. Выбор смазки

7. Выбор муфты

8. Сборка и регулировка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Согласно задания требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и цепную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной выносливости зубьев, проверяются на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности. Шпоночные соединения проверяются на срез, смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1. Кинематический расчёт привода

1.1Схема привода


^

Рисунок 1.1 Схема привода.



На схеме обозначены:

1-2 – зубчатая передача цилиндрическими косозубыми колесами закрытая;

3-4 – зубчатая передача цилиндрическими косозубыми колесами закрытая;

5-6 – цепная передача открытая.

От двигателя через муфту движение передается валу 1, который в свою очередь передает движение колесу 1. посредством зубчатой передачи колесо 1 передает движение колесу 2, а оно передает движение валу 2-3. этот вал передает движение колесу 3. Через зубчатую передачу движение передается колесу 4, от него – валу 4-5. Вал приводит во вращение звездочку 5, от которой движение через цепную передачу передается звездочке 6, а затем и валу 6. Вал 6 передает движение на барабан.

^ 1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’эд = Рвых / общ ,

где Рвых –мощность на выходом валу, кВт.

общ – общий КПД привода;

общ= 1234 56mпм где,

12 – КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая 1-2 (по рекомендациям 12 = 0,97);

34– КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая 3-4 (по рекомендациям 34 = 0,97);

56 –КПД открытой цепной передачи ( по рекомендациям 56 = 0,91 );

п – КПД пар подшипников (п = 0,99);

m – число пар подшипников.

м - КПД муфты (м =0,98);

общ = 0,97  0,97 0,91  0,98  0.993 = 0,81417

Рвых = F  V, где F – тяговое усилие на барабане, кН ;

V – скорость ленты транспортера, м/с;

Рвых = 2  0.45 = 0,9 кВт;

Р’эд =

^ 1.2.2 Определение требуемой частоты вращения вала

nэд = nвых  i’общ

где, i14 – общее передаточное отношение;

nвых – частота вращения выходного вала привода.



об/мин

i’общ = i12  i34  i56,

где i12= 4 – рекомендованное передаточное отношение передачи цилиндрическими косозубыми колесами;

i’34= 4 – рекомендованное передаточное отношение закрытой цилиндрической косозубой передачи;

i56= 3 - рекомендованное передаточное отношение цепной открытой передачи;

iобщ = 4  4 3 = 48

nэд= 48  42,97183 = 2062,65 об/мин

^ 1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:

nэд≈ n’эд Рэд ≥Р’эд

Выбираем электродвигатель 4А80А4 переменного тока, асинхронный, единой серии

Параметры: Рэд = 1,1кВт , nэд = 1430об/мин , d1 = 22мм , Тпуск / Тном = 2


Рисунок 1.2 Эскиз электродвигателя

^ 1.2.4 Уточнение передаточных отношений

iобщ = nэд / nвых

iобщ =

iобщ = i16 = iред

где i56 - передаточное отношение открытой цепной передачи;

iред- передаточное отношение редуктора (принимаем iред= 16);

в двухступенчатом соосном редукторе ,

где = i34 - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

,

Тогда iб = i12= iред /

i12 = 16/ 3.6 = 4.44

Следовательно i56 = iобщ/iред ; i56 = 33,27761/(3,64,44)=2,08.
^ 1.3 Кинематический и силовой расчёт

1.3.1 Определение мощностей на валах










^

где Р1, Р23, Р45, Р6 – мощности на соответствующих валах.


1.3.2 Угловая скорость вращения валов









^ 1.3.3 Крутящие моменты на валах

,








^ 1.3.4 Частота вращения валов привода











Результаты кинематического и силового расчёта сводим в таблицу:

Таблица 1.1

Передача

Передаточное

отношение, i

Вал

Частота

вращения n, об/мин


Угловая

скорость

, рад/с


Мощность Р, кВт
Момент

Т, Н·м

1 - 2

4.44

1

1430

149.75

1.07

7.38

2-3

322.1

33.73

1.03

30.53

3 - 4

3.6


5 - 6


2.08

4-5

89.48

9.37

0.989

105.55

6

42.97

4.5

0.9

200


^ 2. Расчёт зубчатых передач.

2.1 Схема передач, исходные данные, цель расчёта


Рисунок 2.1 Схема передачи
Исходные данные: Т1 = 7,38 Н/м; Т23 = 30,53 Н/м; Т45 = 105,55 Н/м;

n1 = 1430об/мин; n23 = 322,1об/мин; n45 = 89,48об/мин

i12 = 4,44; i34 = 3,6.

Цель расчёта:

  1. Выбор материала зубчатых колёс

  2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

  3. Назначение степени точности зубчатых колёс

^ 2.2 Критерии работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- усталостной поломки зуба

- возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

Н < [Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

F < [F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

^ 2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Так как к приводу не предъявляется особых требования по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть немного выше твёрдости рабочих поверхностей колеса.

Таблица 2.1
Звено

Марка

ТО
Твёрдость



в,Мпа



т,Мпа
Пов-ть
Сердцевина
Шестерня

1,3

Сталь40Х
Улучшение

269..302

269..302

497,45

750

Колесо

2,4

Сталь 45

Улучшение

235..262

235..262

441,82

540


^ 2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Передача 1 – 2.

[]H = 0.9  H lim / SH,

где SH - коэффициент безопасности (SH=1.1 т.к материал с однородной структурой);

H lim - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

H lim =H lim B  KHL,

где H lim в - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм2;

KHL - коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.



- эквивалентное число циклов перемены напряжений;



n - частота вращения рассчитываемого колеса;

с – число вхождения в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот;

t - суммарное время работы передачи


, тогда





Принимаем

H lim B = 2ННВ +70

H lim B1 = 2285,5 + 70 = 641 МПа

H lim B 2 = 2248,5 + 70 = 567 МПа

[]H1 = МПа []H2 = МПа

Для косозубых цилиндрических передач расчетные допускаемые напряжения можно увеличить до:

, при условии что



, условие выполняется.

Передача 3 – 4.



H lim B 3= 2285,5 + 70 = 641 МПа

H lim B 4= 2248,5 + 70 = 567 МПа









Принимаем

[]H3 = МПа

[]H4 = МПа


Следовательно []H34 = 495,13Мпа.

^ 2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб.



где, F lim - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

SF – коэффициент безопасности (SF=1,7..2,2);

F lim = F lim  KFL

где F lim - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.

KFL – коэффициент долговечности;



, если , то KFL = 1,



Для передач 1-2, 3-4:













Во всех случаях принимаем KFL = 1.

F lim B = 1.8 ННВ

SF=1,75



.

^ 2.4.3 Расчёт допускаемых предельных напряжений
При расчете на контактную прочность допускаемое предельное напряжение зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых улучшению

,

где Т - предел текучести материала при растяжении.



МПа

,

где  F lim M – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба;

SFM – коэффициент безопасности.

При улучшении:

F lim M = 4.8 НВ

SFM = 1.75

МПа МПа
^ 2.5 Проектный расчёт передачи.

Передача 3-4

2.5.1 Определение коэффициентов нагрузки.

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: КН = КН  КНV

при расчёте на изгибную выносливость: КF = КF  КFV,

где КН, КF - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно,

КНV, КFV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

- коэффициент ширины зубчатого венца,

,



По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов: КН = 1.08

КF = 1.2

Определяем динамические коэффициенты КНV и КFV

Они зависят от скорости окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Для цилиндрических передач скорость в зацеплении определяется по формуле:

,

где nШ – частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс

СV – вспомогательный коэффициент

ТК – момент на колесе рассчитываемой пары

nШ = 322,1 ; СV = 1500 ; ТК = 105,55

м/с

Назначаем степень точности: 8

Определяем коэффициенты КНV и КFV

КНV = 1.01; КFV = 1.03

Следовательно

КН = 1.08  1.01 = 1.0908

КF = 1.2  1.03 = 1.236

Передача 1-2



,

тогда КН = 1.04 КF = 1.06

м/с

Назначаем степень точности 8.

КНV = 1.02; КFV = 1.06

Следовательно

КН = 1.04  1.02 = 1.0608

КF = 1.06  1.06 = 1.1236
^ 2.5.2 Расчёт межосевого расстояния

Так как в редукторе входной и выходной валы соосны, то расчёт межосевого расстояния следует проводить по тихоходной ступени редуктора: а12 = а34

,

где - межосевое расстояние передачи;

i34 – передаточное отношение передачи;

Т4 – крутящий момент на колесе;

КН - коэффициент нагрузки;

а – коэффициент ширины зубчатого венца;



Принимаем .

^ 2.6 Подбор основных параметров зацепления.

2.6.1 Модуль передачи

Передача 3-4













Принимаем m34 = 1мм

Передача 1-2





Принимаем m12 = 1мм

^ 2.6.2 Определение числа зубьев зубчатых колёс

Передача 3-4

Определим суммарное число зубьев: ,

где - угол наклона на делительном цилиндре.



Зададимся величиной .



Принимаем = 176

Уточним значение :

,



Определим число зубьев шестерни:

принимаем = 38,

Тогда число зубьев на колесе:



Уточняем передаточное отношение:



Проверка: отклонение фактического передаточного числа от заданного не должно превышать 2%.



Погрешность не превышает 2%, значит принятые параметры принимаются окончательно.

^ Передача 1-2



Зададимся величиной .



Принимаем = 175

Уточним значение :



Определим число зубьев шестерни:

принимаем = 32,

Тогда число зубьев на колесе:



Уточняем передаточное отношение:



Проверка:



Погрешность не превышает 2%, значит принятые параметры принимаются окончательно.

^ 2.7 Определение геометрических размеров зубчатых колёс

Передача 3-4
  1   2   3   4   5

Добавить документ в свой блог или на сайт

Похожие:

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconРеферат Курсовой проект содержит 32 страниц, рисунков, таблицы, 3 источника
...

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconКурсовая работа проектирование одноступенчатого редуктора
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconВыбор электродвигателя и расчет основных параметров привода
Цилиндрические зубчатые передачи применяют в случае, когда геометрические оси параллельны

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconЕфимов Рецензент Расчет силовой схемы двухзвенного преобразователя частоты
Методические указания предназначены для использования при выполнении курсовой работы студентами дневной формы обучения специальности...

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconКурсовая работа по механике «Разработка привода от электродвигателя к ленточному транспортеру»
Курсовая работа по механике посвящена расчету и разработке конструкции привода от электродвигателя к ленточному транспортеру. Расчетно-пояснительная...

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconДействующую страховку осаго. Рабочий объем двигателя до 3000 куб см и тип привода не ограничены
Серийные легковые автомобили с закрытым кузовом, имеющие государственную регистрацию и действующую страховку осаго. Рабочий объем...

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconАэродинамический расчет автожира
Аэродинамический расчет автожира делается с целью определения его летных характеристик, как то

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconРасчет металлочерепицы
Расчет металлочерепицы на крышу производится специалистами и предполагает наличие практического опыта, самостоятельно это можно сделать,...

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconМетодическое пособие к курсовой работе по электрическим машинам: «Расчет трансформаторов»
Расчет основных электрических величин трансформаторов 23 Определение основных размеров трансформаторов 25

1. Кинематический и силовой расчёт привода iconСметный расчет стоимости строительства
Екомендуемый перечень основных видов прочих работ и затрат, включаемых в сводный сметный расчет стоимости строительства

Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2013
контакты
zadocs.ru
Главная страница

Разработка сайта — Веб студия Адаманов