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, 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 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
Страницы: 1, 2, 3
|