Выбор параметров передач и элементов привода
Расчетно-пояснительная записка К курсовому проекту
Выполнил: Ананченко К.С. Группа: М-301 Проверил: Пахоменко А.Н.
ТОЛЬЯТТИ 2004г. Введение
Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин. Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др. Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода Кинематическая схема привода общего назначения. ЭД – электродвигатель 1 – цепная передача 2 – коническая передача 3 – цилиндрическая передача Мощность на выходном валу привода: Рвв=2,1кВт. Частота вращения на выходном валу привода: nвв=112об/мин. Нагрузка постоянная. Коэффициент перегрузки: Кп=1,45. Срок службы привода: t=25000сек.
Энерго-кинематический расчет привода Исходные данные для расчета: Мощность на выходном валу: 2,1 КВт. Частота вращения выходного вала: 112об/мин. Нагрузка постоянная Срок службы: 25000 часов. 1-цепная передача. 2-цилиндрическая косозубая передача. 3-цилиндрическая прямозубая передача. Передачи 2 и 3 закрытые. ЭД – электродвигатель.
Выбор параметров передач и элементов привода
Назначаем КПД (h) передач и элементов (подшипников) привода: - цепная передача — 0,96 - передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98 - передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98 - подшипники качения (одна пара) — 0,995 Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода:
, где:
m - число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3)
Задаемся передаточными числами (U) передач привода: - цепная передача — U1=2 - зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U2=3 - зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)— U3=3 Определяем передаточное число привода:
;
Определяем расчетную мощность электродвигателя:
Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:
Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты: марка электродвигателя —4А 90L4; ; . Определяем фактическое передаточное число привода:
Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа: примем передаточное число цепной передачи — Uст1=2,0; Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом: прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) —
,
где
; принимаю
;
косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) —
;
Принемаю
.
Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее:
; .
Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:
об/мин.
Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5% :
Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета. Определяем частоты вращения валов привода:
об/мин. об/мин. об/мин. об/мин.
Определяем вращающие моменты на валах привода:
Н·м. Н·м. Н·м. Н·м.
Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:
Расчет цепной передачи
Исходные данные: Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n1 = 1425об/мин. Частота вращения ведомой звездочки: n2 =712,5 об./мин. Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт. Передаточное число цепной передачи: u = 2,0. Расчет: Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки:
z1=29-2u=29-2·2=25.
Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки:
z1=25= zтабл=25…27, где: z табл=25…27.
Определяю число зубьев ведомой звездочки:
z2=25·2 = 50
Определяю фактическое передаточное число цепной передачи:
Определяю отклонение от заданного передаточного числа:
Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии. Определяю шаг цепи P по следующей формуле:
,
где: Кэ=Кд·Ка·Кн·Крег·Ксм·Креж Для однорядной цепи Кm= 1. По таблицам выбираю коэффициенты: КД=1– для спокойной нагрузки;
Ka=1; KH=1; Kрег=1 - для передвигающихся опор; Ксм=1,5 – для периодического смазывания; Креж= 1,25 - для двухсменной работы. Кэ = 1·1·1,25·1·1,5·1,25 = 2,93
При n1 = 1425 мин-1, [P] = 19,19МПа.:
Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм. По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75. Определяю межосевое расстояние:
а=(30…50)·P=(30…50)·12,7=381…635 мм Принимаю среднее значение межосевого расстояния:
а = 508 мм.
Определяю число звеньев цепи:
Принимаю целое число звеньев цепи:
W = 118
Определяю фактическое межосевое расстояние:
Определяю монтажное межосевое расстояние:
ам=0,997·а=0,997·508,662=507,136 мм.
Определяю скорость цепи:
.
По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит Ксм=0,8 Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи. Рассчитываю делительный диаметр:
.
Рассчитываю диаметры окружности выступов:
De1=P (0,5+ctg (180º/z1)=12,7(0,5 + ctg (1800/25)) = 106,881 мм. De2=P (0,5+ctg (180º/z2)=12,7(0,5 + ctg (1800/50)) = 208,211 мм.
Рассчитываю диаметры окружности впадин:
Di1=Dd1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм. Di2= Dd2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм.
Рассчитываю радиусы впадины:
r=0,5025d1+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм.,
где: d1=7,75 мм по табл. 4 Радиусы закругления зуба:
r1=1,7d1 = 1,7*9,75 = 13,175мм. h1=0,8d1 = 0,8*7,75= 6,2 мм. b1=0,93 Bbh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм.,
где: Рассчитываю диаметры обода:
Dc1=P·ctg(180º/z1)-1,2h = 12.7*ctg(180º/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм. Dc2=P·ctg(180º/z2)-1,2h = 12.7*сtg(180º/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм., где: h=10,0мм. Определяю окружную силу:
.
По табл. 11 [n]max=2525 мин-1 при P=12,7мм и n1=1425мин-1 < [n]max = =2525 мин-1.
Определяю число ударов:
по табл.12 [ν]=60 . Условие ν < [ν] выполняется. Определяю удельное давление в шарнирах:
,
где: уточненное значение Кэ=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6 Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется. Значение [p] выбираю по таблице 8. Определяю статистическую прочность цепи: , где: Q=9000H по табл.2; q=0,3кг; Fv=q*v = 0,3·7,542 = 17,055H; F0=9,81·Kf ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10-3=9,431 H,
где: Кf=6,3 для горизонтальной передачи. По табл.14 [n]=12,54 Условие n=27,017 > [n] =12,54 выполняется. Определяю силу, действующую на опоры вала;
Fon=KgFt+2Fo= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H.
Определяю стрелу провисания цепи:
f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм.
Популярное: Почему двоичная система счисления так распространена?: Каждая цифра должна быть как-то представлена на физическом носителе... Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (196)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |