Курсовая работа: Расчет электрического привода

Курсовая работа: Расчет электрического привода

Привод состоит из следующих основных частей (рисунок 1.1):

1 – электродвигатель;

2 – клиноременная передача;

3 – конический редуктор с прямыми зубьями;

4 – открытая зубчатая пара с прямыми зубьями.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

Исходные данные:

 кВт;

 об/мин.

Тип ремня – клиновой.

Тип зуба конической и цилиндрической передач – прямой.

2. Кинематический расчет привода

2.1 Подбор приводного электродвигателя

Определим требующую мощность электродвигателя /1, с. 5/

где    – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач /1, с. 5/.

,

где     – КПД ременной передачи;

 – КПД закрытой конической передачи;

 – КПД открытой цилиндрической передачи.

 кВт.

Примем  кВт /1, с. 459/.

Перегрузка составляет  – привод будет испытывать перегрузку по мощности, это связано с тем, что ряд мощностей серии АИР не предусматривает промежуточных значений между  и  кВт.

Для того чтобы размеры редуктора, открытой и ременной передач были средними, примем двигатель марки AИР132М4 с синхронной частотой вращения 1500 об/мин /1,2/ (таблица 1).

Таблица 2.1.1 – Характеристика принятого электродвигателя

Определим номинальную частоту вращения вала электродвигателя

об/мин.

2.2 Определение передаточных чисел привода

Определим исходное суммарное передаточное число привода

,

где    – асинхронная частота вращения двигателя, об/мин.

.

По рекомендациям /1, с. 7/ подберем передаточные числа привода.

Примем     – ременная передача;

 – коническая закрытая передача;

 – цилиндрическая открытая передача.

Определим разницу между расчетными исходным  передаточным числом привода и новым принятым  /2, с. 12/

;

;

 – что допустимо.

2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с.

2.4 Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 кВт;

 кВт;

 кВт;

 кВт.

Для удобства просмотра кинематический расчет сведем в таблицу (табл. 2.4.1)

Таблица 2.4.1 – Результат кинематического расчета

3. Расчет закрытой конической передачи

Индексы валов привода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующем образом, вал который является входным (быстроходным) в редуктор будет иметь индекс «1», а выходной (тихоходный) – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.

3.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев

С целью сокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту же сталь – 40Х.

Назначаем для шестерни и колеса твердость рабочих поверхностей зубьев – НB 300 /3, с. 129/ с термической обработкой – улучшение.

3.2 Определение допускаемых напряжений

Расчет зубчатых передач на прочность выполняют по допускаемым контактным  и изгибным  напряжениям. Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87, но без ряда коэффициентов, в большинстве случаев равных или близких единице /3, с. 130/.

3.2.1 Допускаемое контактное напряжение

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала

,

где    – предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов  перемены напряжений, МПа;

 – минимальный коэффициент запаса прочности;

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

 МПа /3, с. 132/;

 – для зубчатых колес с одинаковой структурой материала при улучшении;

 – для длительно работающей передачи (с ресурсом ч).

 МПа.

3.2.2 Допускаемое изгибное напряжение

Допускаемое напряжение изгиба при расчете на прочность

,

где    – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений и определяемый экспериментально на основе кривых усталости /3, с. 132/, МПа;

 – минимальный коэффициент запаса прочности;

 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

 – коэффициент долговечности.

 МПа /3, с. 132/;

 – для зубчатых колес, изготовленных из паковок;

 – при одностороннем приложении нагрузки;

 – для длительно работающей передачи (с ресурсом  ч).

 МПа.

3.3 Определение параметров передачи

3.3.1 Внешний делительный диаметр колеса ведомого колеса

,

где    – вспомогательный коэффициент;

 – номинальный вращающий момент на валу колеса, Нм;

 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса;

Для прирабатывающейся передачи (НВ<350)  находим по следующей формуле

;

где    – коэффициент режима;

 – при умеренных колебаниях нагрузки;

 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого колеса до приработки зубьев.

Коэффициент  принимаем в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор и коэффициента  /3, с. 136/.

;

;

;

 – коэффициент вида зубьев;

 – для прямых зубьев.

 мм.

Примем стандартное значение мм /3, с. 145/.

3.3.2 Ширина венца колес

При одинаковой твердости поверхностей ширину венца шестерни принимаем равной ширине венца колеса  мм.

3.3.3 Число зубьев передачи

Число зубьев колеса

;

 – коэффициент определяемый от способа упрочнения зубьев /3, с. 146/.

.

Число зубьев шестерни

.

Определим фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа отсутствуют.

3.3.3 Внешний окружной модуль

Минимальное значение внешнего окружного модуля зубьев определим из условия прочности при изгибе /3, с. 147/

,

Страницы: 1, 2, 3, 4