Расчёт привода

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 24 Декабря 2012 в 09:05, курсовая работа

Краткое описание

Работа содержит расчёт ремённой передачи и соосного редуктора

Прикрепленные файлы: 1 файл

курсовая.docx

— 107.23 Кб (Скачать документ)
  1. Подбор электродвигателя к заданной схеме привода, если задано:

Рз = 6,6 кВт – мощность на выходном валу

з рад/с = 2,7  Угловая скорость на выходном валу

Режим работы – Т

    1. Определение потребной мощности для приводного электродвигателя

Рэл.дв. =  
где Рз = 6,6 кВт

   nобщ определяется

   nобщ  = nрем . nред. = nрем . (n2з.п. . nпл.)

nрем. = 0,96-0,97 [1 стр 460 табл. 14.1]

принимаем 0,96

nз.п. = 0,99-0,98 [1 —“—]

принимаем 0,98 .

nп.п. = 0,99-0,995 [1 —“—]

принимаем 0,99.

Nобщ. = 9,96 . (0,982 . 0,992) = 0,89

Рэл.дв. = = 7,41 кВт

    1. Подбор скорости вращения электродвигателя

nз = = = 81 об/мин.

Иобщ. = Ирем.Иред.

Ирем. = 2 - 4 [1 стр.562 табл.14.2]

 принимаем 2

Из.п.ред = 3 - 5 [1 —“—]

принимаем  5

Из.п.кон. = 2 - 3 [1 —“—]

принимаем  3

Иобщ. = 2 (5 3) = 30, отсюда обороты двигателя 2430 об/мин.

Принимаем двигатель АО2-42-2 7,5 кВт  2910 об/мин.

  1. Расчет передач
    1. Определяем общее  передаточное число всего привода с учетом выбора электродвигателя.

Иобщ. = = = 35,9

Разбиваем общее передаточное число по ступеням, принимая для Ирем. = 2 [1 стр.462 т.14.2]

Определяем Иред.

Иред. = = = 17,95 18.

    1. Проектный расчет ременной передачи.

Исходные данные:

Р = 7,5 кВт

И = 2

Nэ = 2910 об/мин

Режим работы Т.

По нормограмме [4. Рис.1] для заданных условий подходят  ремни сечения А.

Технические характеристики - 11,0; - 13; То - 10,5; Sсеч. 0,81 см2; масса кг/м – 0,1;   - 560-4000

  = *р -  *вн 33;    dр не менее 90 [2 стр.263 т.9.4]

 

Расчетная длина 5604000 мм

min = 90 мм

  • Определяем диаметры шкивов d1 min. Принимаем 125 [5. п.2.2]

Диаметр ведущего шкива d2 = И d1 = 2 125 = 250 мм. Совпадает со стандартными. Принимаем d2 = 250 мм.

  • Уточняем пер отношение с учётом онкос. скольжения = 0,01

И = = = 2,02

  • Определяем межосевое р-ние по формуле 9.11 [2 стр.262  гл.9]

  = 0,55(d1 + d2) + То

= d1 + d2

  = 0,55(125 + 250) + 10,5 = 216,75 мм

= 125 + 250 = 375 мм

Принимаем переменное значение = 300 мм

  • Определяем расчетную длину ремней по формуле 9.2 [2 стр.3256 гл.9]

;

 

Принимаем 1250 [5. Табл.2]

  • Уточняем межосевое р-ние по формуле 9.12 [2. стр.262 гл.9]

;

где  Lр – расчетная длина ремня по нейтральному слою.

= (d1 + d2) = 588,7

 

 

  •   Для установки и замены ремней предусматривается возможность уменьшения на 2% = 6,5 мм, а для компенсации отклонений и растяжки во время эксплуатации – возможность увеличения на 5,5% = 18 мм.
  •    Определяем угол обхвата малого шкива по формуле 5 [4. стр.3 п.3.3.5]

L1 = 180 – 57 = 180 - 57 = 158,3

  • Определяем коэффициенты: угла обхвата С* = 0,95 [4. Табл.18]

длины ремня СL = 0,92 [4. Табл.19]

режима работы Ср = 1,2 [4. Табл.1]

числа ремней СZ   (предварительно Z = 3) СZ = 0,82 [4. Табл.20]

 По таблице [4. Табл.6] номинальную мощность  Ро  для ремня сечения А расчетной длины Lр2 = 1220 мм при d1 = 125 мм, И = 2, n = 2910 об/мин, Р0 = 3.03 кВт.

  • Определяем расчетную мощность

Рр = Р0 = 3,03 = 2,2

По формуле 9.14 [2. стр.267 гл.9] определяем число ремней в приводе

Z = = = 4,15

Округляем до 4.

  • Натяжение  каждой ветви ремня 0 по формуле 16 [4. п 3.6]

S0 =500 + mn*2,

 где mn – погонная масса ремня по ГОСТ 1284.1 = 0,1 кг/м

* =      [4. п 3.3.1 ф.2]

* = = 19,03 м/с

S0 =500 + 0,119,032 = 131,2 Н

  • Сила, действующая на валы

Рn = 2 S0Z = 2 = 1028,6 Н

  • Рабочий ресурс клиноременной передачи  [6. п 1.2.11]

Но = оц = 4,66 = 13800

Ресурс передачи с ремнями 1 класса, имеющими оц 4,6 не соответствует т.3.

Переходим на ремни III класса.

Но = 7106 = 21000. Соответствует т.3.

  • Для d1 и d2 назначаем шкив тип Б [7. п 1 черт.5]

Основные размеры шкивов:

Для d1:  наружный диаметр dе = dр + 2в [7. ф.2]

dр = d1 = 125 мм

в = 4 мм [7. Табл.2]

dе = 125 + 8 = 133 мм.

Ширина шкива М1 = (n – 1) е + 2

n = 4 (количество ремней)

е = 15

* = 10 [7. Табл.2]

М = (4 – 1) 15 + 20 = 65 мм

Ширина ступицы L = 70 мм =* для электродвигателя АО-2-42.

Для d2 : наружный диаметр dе =  250 + 8 = 258 мм

Ширина шкива Ми = М1 = 65 мм

Ширину ступицы принимаем * = 82 мм [8. Прил.1]

    1. Проектный расчет редуктора
    1. По ТЗ принимаем:

а) первая ступень прямозубая

    вторая ступень  косозубая

б) корпус литой

в) смазка погружением колес  в масляную ванну.

         2) Пер. отношение между ступенями, учитывая смазку погружением в ванну. Т.к. редуктор соосный, межосевое расстояние обеих ступеней одинаковы. По условиям выбранной системы смазки диаметр колеса тихоходной ступени должен быть несколько большим, чем у быстроходной. Поэтому принимаем И2 И1, а именно И2 = 5, И1 = И/И2 = 18/5 = 3,6.

         3) Назначаем материал зубчатых  колес: так как к габаритам  и весу нет повышенных требований, то для колес и шестерней  выбираем  сталь 40х [3 гл.9.5. стр.149] (поповка)

    Т.О. для колес:  улучшение НВ235-262,  

σВ= 85 кг/мм2 σТ =55 кг/мм2; (σВ=850 МПа   σТ=550МПа)

Для шестерни улучшения НВ 269-302    σВ=90 кг/мм2

σТ= 75 кг/мм2; (σВ=900 МПа   σТ=750МПа)

Т.к. шестерня второй ступени наиболее нагружена назначим для зубьев азотирование HRC 55-67     26-30

4) Определяем допускаемые  напряжения

По таблице 8.9

для шестерни  I ступени 2270+70=610 МПа

для шестерни II ступени 1050 МПа

Коэффициент безопасности для  колёс и шестерни

I ступени SH=1,1   для шестерни II ступени SH=1,2

Число циклов напряжений для  II ступени по формуле 8.65

при с=1

                       

 

Для 270 НВ (среднее)

По таблице 

По формуле 8,64

 

 При сравнении N и NHG, очевидно, что для колеса второй ступени NHG.

Т.к. все другие колеса вращаются  быстрее, то аналогичным расчетам получим  и для них

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как наиболее слабому  по формуле 

 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Допускаемое контактное напряжение для III ступени, у которой

 

принимаем 1,25

Допускаемые напряжения изгиба: для колёс обеих ступеней

 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Определяем 

                                     

 

 

Для колёс 

Для шестерни I ступени

Для шестерни II ступени

Допускаемые напряжения при  кратковременной перегрузке.

Предельные контактные напряжения для колес обеих ступеней

Для шестерни I ступени           

Для шестерни II ступени        

Предельные напряжения изгиба для обоих колес

Для шестерни I ступени           = 2,74270 = 740 МПа

Дл шестерни II ступени    = 1000 МПа

  1. Крутящие моменты: на входном валу

 1 = 1/30               n1 =

 1 = 3,14 1455/30 = 152,29 с-1

 

 

На промежуточном валу

 

На выходном валу редуктора

 

  1. Вначале рассчитаем вторую косозубую  пару редуктора, как наиболее нагруженную.

Предварительный расчет высчитываем  по формуле

 

    по рекомендации таблицы

                 

   

               

 

;

По редуктору    40 округляем до 200.

 

   принимаем 30

Модуль

принимаем 2             

суммарное число зубьев 

Число зубьев шестерни ;

 

Принимаем 33 Zmin = 17

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

при этом

Делительные диаметры шестерни и колеса

 

 

  1. Проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

 

 

 

 

 

Частота вращения колеса второй ступени

Окружная скорость

Назначаем 9 ступень точности

 

 

 

      sin2α

 

 

  1. Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

     [1а формулы 8,32 стр 150]

При х = 0 находим для шестерни     = 3,9

       для колеса         = 3,52

Рас чет выполняем по колесу с меньшим

 

 

Расчет выполняем по колесу

 

                    

 

 

 

Принимаем   

 

 

 

 

 

 

Проверочный расчет на заданную перегрузку

 

 

К = 1,5- 4,0   принимаем 1,5

 

 

Максимальное напряжение изгиба

 

 

Условия прочности соблюдаются.

Расчет первой прямозубой пары.

Т.к. редуктор соосный 1 = 2

1 = 0,5(*2 + *1)

(*2 + *1) = 400 мм

 

 

87+313=400

Соосность соблюдена.

Для определения ширины колес  используем формулу межосевого расстояния, решив ее относительно

 

 

 

Принимаем =30

 

Принимаем 3.

Сумма

 

Принимаем 29 z min 17

 

Фактическое передаточное число

 

Проверочный расчет на усталость  по контактным напряжениям

 

 

 

Частота вращения колеса I ступени =

Окружная скорость

Назначаем в степень точности

 

 

 

 

Проверочный расчет по напряжениям  изгиба

Х = 0

 

 

Расчет выполняем по колесу

 

 

 

 

     [1а формулы 8,19 стр 140]

 

Расчет на заданную перегрузку

Тmin = 1,5 167,6 = 251,4

 

Максимальное напряжение изгиба

 

Условия прочности соблюдаются.

Результаты расчетов сводим в таблицу, при этом ширину шестерней  назначаем

+ 3 10 мм относительно 2

Параметр

 

Ступень редуктора

I

II

Межосевое расстояние

1, мм

200

200

Ширина колеса

2 , мм

80

60

Ширина шестерни

в1, мм

83

63

Модуль нормальный

mn, мм

3

2

Угол наклона

 

0

7о27’36”

Число зубьев шестерни

Z1

29

33

Число зубьев колеса

Z2

105

167

Делительный диаметр шестерни

*1, мм

87

66

Делительный диаметр колеса

*2, мм

313

334


 

Разработка чертежа редуктора

  1. Диаметры ступеней входного вала

 

* меньше посадочного отверстия шкива = 40 мм 

Принимаем *1 = 30 мм.

Принимаем диаметр под  уплотнение *2 = 45 мм. Высота заплечика 2,5 мм обеспечит упор торца ступицы шкива по соосной торцевой поверхности.

Диаметр вала под подшипник  принимаем равным диаметру под уплотнение   *2 = *3 = 45 мм. Свободный проход по шейке *2 обеспечим за счет разности допусков (

Выбираем тип опор с  фиксацией перемещения вала в  одну сторону.

Принимаем шарикоподшипник  «309» средней узкой серии * = 45 мм, D = 100мм, В = 25 мм, = 2,5.

Диаметр заплечика *4 = 54 мм 

Шестерню, согласно рекомендациям, изготовим за одно целое с валом.

Наружный диаметр шестерни ** = *1 + 2min (1 + х)

** = 87 + 6 = 93 мм

Диаметр окружности впадин зубьев

** = * -2min (1,25 – х)    

** = 87 – 6 1,25 = 79,5 мм.

Инструменту обеспечен свободный  выход.

  1. Длины участков входного вала.

Зазор между колесом и  внутренней стеной корпуса 0,6, где - толщина стенки в нижней части корпуса     

Тm*x = 2Тном. = 2821 = 1642 Нм

 

Принимаем   = 8 мм

= 0,6 = 4,8 мм. Принимаем = 5 мм

Размер гнезда подшипника

L = + k1 + (35) мм

k1 = 3*2 = 3 12 = 36 мм

*2 = 0,8*1 диаметр стяжного болта.

 

 

 

Принимаем болты М16.

*2 = 0,8*1 = 12,8

Принимаем болты М12.

L = 8 + 36 + 3 = 47 мм

Крышки гнезд подшипников  – накладные.

Толщина фланца  h1 = 10 мм 

Толщина прокладок 1 1,5-2 мм   Принимаем 1 - 1,5.

Между торцом ступицы шкива  и крышкой зазор h = 6 10 мм. Принимаем 10 мм.

Длина L2  шейки вала с нормальным  диаметром 45 мм. С учетом неровностей и возможной неточности положения литой стенки подшипник следует отодвинуть от края на 2 = 36 мм. Принимаем 2 - 5.

L2 = L + 1 + h1 - 2 = 47 + 1,5 + 10 – 5 = 53,5 мм. Принимаем 55 мм.

Длину L1 принимаем 110 мм, в которую входит участок под ступицу шкива. L1' = 82 мм и резьбовый конец 28 мм с М 30х2

*4 определяем из чертежа.

*4 = 10 мм

  1. Выходной вал с опорами и колесом.

 

По крутящему моменту  на выходном валу предположительно будет использована муфта МУВП-60, посадочный диаметр 60 мм.

Диаметр  под подшипник и уплотнение принимаем 65 мм.

Принимаем с обоих концов вала одинаковые подшипники «313» средней  узкой  серии.

* = 65 мм; D = 140 мм; В = 33 мм; N = 3,5 мм; *3  = 65 мм

Т.к. крепление подшипников  на валах не требуется (используем распорную  втулку), принимаем 3 = 5 мм, ширину буртика *8 = 3 + 2 = 10 мм

Информация о работе Расчёт привода