1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK


Скачать 271.29 Kb.
Название1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK
страница1/3
Дата публикации20.11.2013
Размер271.29 Kb.
ТипРеферат
vb2.userdocs.ru > Математика > Реферат
  1   2   3
Содержание.
Задание на проект

ВведениеЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

2. Расчет зубчатых колесЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK.

2.1 Выбор материалаЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK

2.2 Расчет быстроходной ступениЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

2.3 Расчет тихоходной ступениЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

3.Расчет открытой цепной передачиЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK

4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор муфтыЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

5. Конструктивные размеры шестерни и колесаЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

6. Конструктивные размеры корпуса и крышкиЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

7.Первый этап эскизной компоновки редуктораЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK.

8. Проверка долговечности подшипниковЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK

9.Второй этап эскизной компоновки редуктораЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

10. Проверка прочности шпоночных соединений ЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK....

11. Уточненный расчет валовЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

12. Выбор сорта маслаЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK.

13. Посадки деталей редуктораЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK.

14. Сборка редуктораЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK

15. Список литературыЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK..

2 57

ВВЕДЕНИЕ.

Цель курсового проектирования ЁC систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора ЁC понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать двух ступенчатый косозубый редуктор для конвейера (транспортера), а также подобрать двигатель, муфту, произвести расчет открытой цепной передачи.

Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи ЁC 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством передачи вращающего момента открытой цепной передачи на приводной вал транспортера.

1.Выбор электродвигателя.

Кинематический и силовой расчет привода

1.1. Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
µ § (1.1)

µ § - КПД муфты

µ §- КПД закрытой косозубой передачи

µ §0,97 - КПД закрытой косозубой передачи;

µ § 0,99 - КПД одной пары подшипников качения,

µ § КПД открытой цепной передачи,

µ § КПД одной пары подшипников скольжения.

µ §µ §= 0,8237

1.2.Определяем требуемую мощность двигателя:

Рдв = Ррм / µ § 7,0/ 0,8237 = 8,498 кВт (1.2)

1.3.Выбираем тип двигателя:

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Ртр = 10 кВт, выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4АН132М4 с параметрами Рдв = 10 кВт и скольжением

S=2,8 %, отношение Рп/Рн=2. Номинальная частота вращения двигателя:

µ § (1.3)

где: nдв ЁC фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n ЁC частота вращения, мин-1;

s ЁC скольжение, %;

µ §


1.4.Определим угловую скорость вращения вала электродвигателя

, (1.4)

µ § рад/с , µ § рад/с

1.5.Найдём общее передаточное число привода

µ § (1.5)

Предварительно принимаем передаточное отношение открытой

цепной передачи ,Uот=2,0

Тогда передаточное отношение редуктора

Uред =Uобµ § (1.6)

Передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи

(1.7)

Тогда передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи:

(1.8)

Выбираем передаточное число для каждой передачи

цилиндрическая косозубая передача - =4

цилиндрическая косозубая передача - = 3,15

Тогда передаточное отношение цепной передачи:

µ § (1.9)

1.6.Определяем силовые и кинематические параметры в приводе.
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота
вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитываем на валах из
требуемой мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения пном
при установившемся решении.

Данные расчетов сводим в таблицу 1.1.

Подсчитаем угловую скорость и частоту вращения валов.

µ §

µ § (1.10)

µ § (1.11)

µ § (1.12)

µ §

µ § (1.13)

µ § (1.14)

µ § (1.15)
Определяем мощность и крутящий момент на каждом валу

µ §

µ § (1.16)

µ § (1.17)

µ § (1.18)

µ § (1.19)

Моменты на валах.

µ § (1.20)

µ § (1.21)

µ § (1.22)

µ § (1.23)

µ § (1.24)


Таблица 1.1Результаты кинематического расчета привода.

Расчетные параметрыНомера валовЭл.дв. 1 2 3 4

Передаточное число ступени1 1 4,0 3,15 1,93

Обороты n, об/мин1458 1458 364,5 115,7 60Углов. скорость,µ §152,6 152,6 38,15 12,16,28 Мощность Р, кВт8,498 8,245 7,917 7,603 7,0Момент Т, НЧм 55,6 54,0 207,4 627,0 1114,2
1.7 Определяем ресурс привода:

L =365*Lг*Кс*tс*КГ*Lс=365*10*0,5*8*0,6*1=9*10µ § часов (1.25)

Где, Lг=10 летЁC принимаем срок службы,

Кс=0,5ЁCкоэф-нт использования в сутки,

КГ=0,6 ЁC коэф-нт использования в году,

tс=8 часов ЁC продолжительность смены,

Lс=1 ЁC количество смен.

2. Расчет зубчатых колес.

2.1 Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка ЁC улучшение, твердость НВ 230; для колеса ЁC сталь 45, термическая обработка ЁC улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

µ §, МПа (2.1)

где: уН lim b ЁC предел контактной выносливости, МПа;

µ §, МПа

для колеса: µ §= 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: µ §= 2*230 + 70 = 530 Мпа

КНL ЁC коэффициент долговечности

µ §

где: NHO ЁC базовое число циклов напряжений;

NНЕ ЁC число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.

[SH] ЁC коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,1µ §1,2.

Для шестерни: µ §

Для колеса: µ §

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

µ § (2.2)

µ §= 0.45(481+428)=410 МПа.
2.2.Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

Определяем межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

µ §, мм (2.3)

где: Ка ЁC для косозубых колес Ка = 43;

u1 ЁC передаточное отношение первой ступени;

Т2 ЁC крутящий момент второго вала, Нмм;

КНв ЁC коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНв по таблице 3.1 [1]. КНв=1,25

[уH] ЁC предельно допускаемое напряжение;

шba ЁC коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи шba = 0,25 µ § 0,40.

µ §мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

аw = 140 мм (см. с.36 [1]).

Определяем нормальный модуль:

mn = (0,01µ §0,02)*аw (2.4)

где: аw ЁC межосевое расстояние, мм;

mn = (0,01µ §0,02)*аw = (0,01µ §0,02)*140 = 1,4µ §2,8 мм

Принимаем модуль mn = 2 мм, по ГОСТ 9563-60

Предварительно примем угол наклона зубьев в=10°.

Определяем число зубьев шестерни

µ §, (2.5)

где: аw ЁC межосевое расстояние, мм;

в ЁC угол наклона зуба, °;

u1 ЁC передаточное отношение первой ступени;

mn ЁC нормальный модуль, мм;

µ §

Определяем число зубьев колеса:

z2 = z1 * u1 = 27*4=108

Уточняем значение угла наклона зубьев:

µ §, (2.6)

где: z1 ЁC число зубьев шестерни;

z2 ЁC число зубьев колеса;

mn ЁC нормальный модуль, мм;

аw ЁC межосевое расстояние, мм;

µ §

в = 15°36

Определяем диаметры делительные.

Для шестерни: µ § (2.7)

Для колеса: µ § (2.8)

Проверка: µ § (2.9)

Определяем диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: da1 =d1+2mn =56 + 2*2 = 60 мм (2.10)

Для колеса: da2 =d2+2mn =224 + 2*2 =228 мм (2.11)

Определяем диаметры впадин зубьев.

Для шестерни: da1 =d1-2,4mn =56 ЁC 2,4*2 = 51,2 мм (2.12)

Для колеса: da2 =d2-2mn = 224 ЁC 2,4*2 =219,2 мм (2.13)

Определяем ширину зуба:

Для колеса: b2 = шba * aw = 0,4 * 140 = 56мм (2.14)

Для шестерни: b1 = b2 + 5 = 56+5 = 61мм (2.15)

Определяем ширины шестерни по диаметру.

µ §, (2.16)

где: b1 ЁC ширина зуба для шестерни, мм;

d1 ЁC делительный диаметр шестерни, мм;

µ §

Определяем окружная скорость колес.

µ §м/с (2.17)

Степень точности передачи: для косозубых колес

при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки.

µ § (2.18)

По таблице 3.5 [1] при шbd = 1,0 твердости НВ< 350

и несимметричном расположении колес коэффициент КНв = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при н =3,8 м/с и 8-й степени точности

коэффициент КНб=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с

коэф-фициент КНх = 1.

µ § = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,25

Проверяем контактные напряжения.

µ §, МПа (2.19)

где: аw ЁC межосевое расстояние, мм;
Т2 ЁC крутящий момент второго вала, Нмм;

КН ЁC коэффициент нагрузки;

u1 - передаточное отношение первой ступени;

b2 ЁC ширина колеса, мм;

µ §

недогрузка составит µ §

Условие прочности выполнено.

Определяем силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

Окружная

µ §, Н (2.20)

где: Т2 ЁC крутящий момент промежуточноо вала, Н*мм;

d2 ЁCделительный диаметр шестерни, мм;

µ §

Радиальная

µ §, Н (2.21)

где: б ЁC угол зацепления, °;

в ЁC угол наклона зуба, °;

µ §

Осевая

Fa = Ft * tg в, Н (2.22)

Fa = Ft * tg в = 1852* 0,2584 =479 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

µ §, МПа (2.23)
где: Ft ЁC окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки КF = KFв * KFн ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при шbd = 1,1 твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFв = 1,28.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 3,8 м/с коэффициент КFх = 1,1.

Таким образом, КF = 1,28 * 1,1 = 1,41.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zх

У шестерни µ § (2.24)

У колеса µ § (2.25)

Коэффициент YF1 = 3,78 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Yв и КFб .

µ § (2.26)

µ §, (2.27)

где средние значения коэффициента торцевого

перекрытия еб = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяем:

µ §, МПа (2.28)

По таблице 3.9(1) для стали 45 улучшенной предел выносливости

при от нулевом цикле изгиба

µ §= 1,8 НВ. (2.29)

Для шестерни µ §= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса µ §= 1,8 * 200 = 360 МПа
Коэффициент безопасности

µ § (2.30)

По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной;

[SF]” = 1 для поковок и штамповок.

µ §

Допускаемые напряжения:

Для шестерни µ § (2.31)

Для колеса µ § (2.32)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение µ § меньше. Найдем отношения:

Для шестерни µ §

Для колеса µ §

Проверку на изгиб проводим для колеса:

µ §

Условие прочности выполнено.

Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

Определяем межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

µ §, мм (2.33)

где: Ка = 43;

u3 ЁC передаточное отношение на выходе;

Т3 ЁC крутящий момент на выходе;

КНв=1,2

шba = 0,25 µ § 0,40.

µ §

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

аw = 180 мм, ( с.36 [1]).

Определяем нормальный модуль.

mn = (0,01µ §0,02)*аw = (0,01µ §0,02)*180 = 1,8µ §3,6 мм (2.34)

Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn =2,5 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев в=10°.

Определяем число зубьев шестерни

µ § (2.35)

Определяем число зубьев колеса

Z4 = z3 * u2 = 34*3,15=107 (2.36)

Уточняем значение угла наклона зубьев.

µ § (2.37)

в = 11,18°=11o18/

Определяем диаметры делительные.

Для шестерни: µ § (2.38)

Для колеса: µ § (2.39)

Проверка: µ § (2.40)

Определяем диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: da3 =d3+2mn =86 + 2*2,5 =91 мм (2.41)

Для колеса: da4 =d4+2mn =273,2 + 2*2,5 =278,2мм (2.42)

Определяем диаметры впадин зубьев.

Для шестерни: da3 =d3+2mn =86,8 - 2,4*2,5 =80,8мм (2.43)

Для колеса: da4 =d4+2mn =273,2 ЁC 2,4*2,5 =267,2 мм (2.44)

Определяем ширина зуба.

Для колеса: b4 = шba aw = 0,4 *180 =72 мм (2.45)

Для шестерни: b3 = b4 + 5 = 72+5 = 77 мм (2.46)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру.

µ § (2.47)

Определяем окружная скорость колес.

µ §, м/с (2.48)

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки.

µ § (2.49)

По таблице 3.5 [1] при шbd = 1, твердости НВ< 350

и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНв = 1,2.

По таблице 3.4 [1] при н = 1,66 м/с и 8-й степени точности

коэффициент КНб=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости

более 1,5 м/с коэффициент КНх = 1.

µ § = 1,2 * 1,07 * 1 = 1,28 (2.50)

Проверяем контактные напряжения.

µ §
Отклонение µ §

Условие прочности выполнено

Определяем силы, действующие в зацеплении.


В зацеплении действуют три силы:

Окружная

µ § (2.51)

Радиальная

µ § (2.52)

Осевая

Fa = Ft * tg в=4590*0,2180=1001 Н (2.53)
  1   2   3

Похожие:

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK icon1 кинетический расчет привода выбор электродвигателя
Тогда на основании полученных данных по приложению А. 4 [1, c. 350] выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный электродвигатель...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconВалентин Юрьевич Николаев Выбор пищи выбор судьбы Валентин Николаев Выбор пищи выбор судьбы
Вопрос вопросов – как быть всегда здоровым, как жить, не болея и не опасаясь за здоровье близких, неизбежно возникает у каждого человека....
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconКонтрольная №1 Задача №1
Ротор электродвигателя начав равноускоренно вращаться сделал за первые 5сек 100 оборотов
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconИсследование автоматических систем управления электроприводами
...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconНиколас Спаркс Выбор Spellcheck: Etariel «Выбор»: act,act: москва;...
Он увлекается охотой, рыбалкой, занимается экстремальными видами спорта – и избегает серьезных отношений
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconНиколас Спаркс Выбор Spellcheck: Etariel «Выбор»: act,act: москва;...
Он увлекается охотой, рыбалкой, занимается экстремальными видами спорта – и избегает серьезных отношений
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconИсследование на тему «Влияние культуры на брачный выбор»
«Влияние культуры на брачный выбор». Просим Вас ответить на предложенные в анкете вопросы. Мы надеемся на Ваши откровенные ответы,...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconПоложение о проведении деловой игры «Твой выбор – 2012»
Настоящее Положение определяет порядок и регламент проведения Деловой игры «Твой выбор – 2012» (далее – Игра) среди команд высших...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK icon«Все работы хороши, сделай выбор правильно!»
Тому становится неточный, неверный выбор профессии, сделанный под воздействием друзей или родственников, средств массовой информации...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconКонтрольная работа по административному праву Российской Федерации....
Закона РФ от 25 июня 1993 г. №5242-1 «О праве граждан Российской Федерации на свободу передвижения, выбор места пребывания и жительства...
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2014
контакты
vb2.userdocs.ru
Главная страница