Вибір електродвигуна та розрахунок основних енергетичних кінематичних та силових основних параметрів приводу

                                  Міністерство освіти і науки України

Національный технічний університет

“Харківський політехнічний інститут”

 

 

 

 

 

 

 

 

                        Розрахунково-пояснювальна записка

до курсового проекту за курсом

“Деталі машин”

 

 

 

                                                                    Керівник проекту

                                              

                                                                    Розробив студент гр. ФТ–29

                                                                    Коваленко О. С.                    

 

 

Харків 2007

 

ЗМІСТ

с.

1 Вступ………………………………………………………….………………. 3

2 Вибір  електродвигуна та розрахунок  основних енергетичних 

кінематичних  та силових параметрів приводу………………...……………..4

3 Розрахунок  передач приводу

3.1 Розрахунок  ланцюгової передачі…………………………………………. 7

3.2 Розрахунок  зубчастої конічної передачі…………………………………. 11

3.3 Розрахунок зубчастої циліндричної  передачі……………………………. 19

4 Ескізна розробка редуктора………………………….……………………… 23

5 Розрахунок валу……………………………………….……………………... 26

6 Розрахунок підшипників…………………………………………………….. 31

7 Розрахунок шпонкових з’єднань……………………………………………. 32

8 Розрахунок групи нерівномірно  навантажених гвинтів…………………... 33

9 Вибір системи змащення……………………………………………………. 38

10 Вибір муфти………………………………………………………………… 36

11 Література…………………………………………………………………... 37

12 Додатки……………………………………………………………………… 38

 

1 ВСТУП

 

Удосконалення конструкцій та методів розрахунку створюваних машин — нагальна потреба дня. Це особливо важливо для країн, що розвиваються, оскільки саме машинобудівне виробництво сприяє різкому підвищенню добробуту суспільства. У конкурентній боротьбі окремих держав і фірм постійно перемагає той, хто має більш досконалі машини.

Характерною особливістю сучасних машин є істотне підвищення вимог до їх експлуатаційних характеристик: збільшуються швидкість, прискорення, температура, зменшуються маса, об’єм, вібрація, час спрацьовування механізмів і т. п. Темпи такого підвищення вимог постійно зростають і машинобудівники змушені все швидше вирішувати конструкторьскі і технологічні задачі. В умовах ринкових відносин швидкість реалізації прийнятих рішень відіграє чільну роль.

З використанням комп’ютерів і положень теорії прийняття рішень стає можливим вирішення проблеми автоматизації проектування. Але незважаючи на беззаперечну прогресивність використання комп’ютерів, не можна вважати, що конструювання пов’язане виключно з їх  використанням. Конструктор повинен володіти різноманітними методами розв’язання технологічних задач як з використанням комп’ютерів, так і без них.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА  ТА РОЗРАХУНОК основних енергетичних кінематичних  та силових ОСНОВНИХ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДУ.

Вихідні дані

F4=12 кН

V4=0.7 м/с

D4=700мм

1. Потужність

P1(уст)=11               

2 Загальне передавальне  число

                     

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок кліноременної передачі привода стрічкового транспортера

1. Визначення крутного моменту.

 

2. Обираємо розмір ременя «А» з розмірами

Вр=11мм.   H=8мм.   В0=13мм.   Y0=2.8мм.   F1=0.81см2

3. Діаметр меншого шкіфа відносно рекомендації

Dpcmin=90мм. Для підвищення довговічності приймемо dp1=100мм

4. Визначимо діаметр більшого шкіфа.

dpc=dp1*i12*(1-)=100*2*(1-0.02)=196мм

Стандартний розмір по ГОСТ 17383-73   dp2=400мм.

5. Визначимо передаточне фактичне число

 

6. Визначимо швидкість ременя

 

7. Частота обертання відомого вала

 

8. Міжосьова відстань відносно рекомендацій

 

9. Розрахунок довжини ременя по формулі

 

 

 

 

 

Кут обхвату на меншому шкіфа

12.               
13. Вихідна потужність при

                                  

14. Коефіцієнт кута обхвату  
15. Поправка до крутного моменту передатне число

 

16. Поправка потужності

      

17. Коефіцієнт режиму праці 
18. Допустима потужність на один ремінь

 

19. Розрахункове число ременя

                

20. Дійсне число ременя

                    

 

 

 

Вибір параметрів ланцюгової передачі

1. Умови експлуатації передачі приймаємо

К1=1; К2=1; К3=1; ; К4=1;К5=0,8; К6=1,25;

Кек= К1 *К2 *К3 *К4 *К5 *К6=1

2. Коефіцієнт St=0.28
3. Крок ланцюга:  n1=732 хв-1 t=25.4 мм
4. Допускаємо удільний тиск: 
5. При U=2 кількість зубів зірок z1=25
6. Коефіцієнт, враховуючи число ланцюга

Кm=1;  Zp=1.

7. Розрахунок крок ланцюга:

 

8. По стандарту ПР-25,4-5670 у якому:

t = 25.4мм; Qразр=56700Н;   S=179.7 мм2

маса 1м ланцюга q=2.6кг

9. Провіримо умову при t=25.4  допустима частота

 вимоги виконуються.

10. Колова швидкість ланцюга:

=

11. Колове зусилля передаваємого ланцюгом:

 

12. Середній удільний тиск в шарнірах ланцюга

 менше допустимого  удільного тиску              прийнятий до частоти обертання

13. Визначаємо термін служби ланцюга:

      допускаємо  збільшення шага ланцюга =3%

Коефіцієнт мастила ланцюга:

 

 

 

Що більше очікуваного терміну

*

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Розрахунок навантаження ланцюгової передачі

1. Натяг від провисання ведучої гілки від власної маси

 

де  - коефіцієнт провисання

a=40t=40*25.4=1016 мм

2. Натяг від центр обіжних сил при швидкості не вчитується.
3. Окружне зусилля 

 

4. Сумарний натяг ведучої гілки

 

5. Навантаження яке діє на вал

*

6. Перевіряємо ланцюг по запасу міцності

 

що більше допустимого 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Геометричний розрахунок передачі

1. Між осьова відстань а=1016 мм.
2. Число зубців відомої зірки

 

3. Довжина ланцюга виражена в кроках:

 

         Кількість ланок ланцюга округляємо до парного числа , щоб          запобігти застосування перехідної  поєднальної ланки.

4. Дійсна між осьова відстань відповідно округляємо довжині , не враховуємо, так як електродвигун встановлений на рейках.
5. Подільна окружність зірок

ВЕДУЧА

 

          ВІДОМА

            

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Вибір матеріалу і допустимих напружень шестерні і колеса.

1. Призначаємо матеріал для шестірні і колеса - сталь 40ХН (поковка); термообробка - покращення. Для шестерні при радіусі заготовки до 100 мм.

 = 850 МПа; = 600 МПа; 230 ... 300 НВ1

          для колеса при радіусі заготовки  до 300 мм 

= 800 МПа; = 580 МПа; 241НВ2.

2. Визначаємо допустима навантаження згину для шестірні (формула 3.51):

 

Попередньо знаходимо межа витривалості зубів при згині, відповідний еквівалентному числу циклів зміни

напружень (формула 3.52):

         

де межа витривалості при згині, відповідний базовому числа циклів зміни напружень (табл. 3.19).

 = 1,8НВ1 = 1,8 * 265 = 477 МПа.

Коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього прикладання навантаження (табл. 3.20), односторонньому додатку навантаження

= 1,0;; коефіцієнт довговічності (формула 3.53)

 

При НВ <350 (див. с. 77) mF= 6 = 6; базове число циклів зміни напруг (див. с. 77)

 

еквівалентний (сумарне) число циклів переміни напруг (формула 3.54)

 

Відповідно

 

але так як = 6 * 108 > = 4 * 106 (див. с. 77), приймаємо = 1,0. Відповідно = 477 *1,0 * 1,0 = 477 МПа. Коефіцієнт безпеки '(формула 3.56)

 

де = 1,75 (табл. 3.19), = 1,0 (табл. 3.21). Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57), YS= 1. Коефіцієнт, що враховує шорсткість перехідної поверхні зуба (формула 3.58), YR= 1,0.

Допустиме напруження згину для зубів шестерні

= 272 МПа.

3. Допустиме напруження згину для зубів колеса

 

Попередньо знаходимо межа витривалості зубів при згині, відповідний еквівалентлентному числа циклів зміни напружень (формула 3.52):

 

де межа витривалості при згині, відпо ¬ відний базового числа циклів зміни напружень (табл. 3.19),

 = 1,8НВ2 = 1,8 * 241 = 434 МПа

Коефіцієнт, що враховує вплив двохстороннього додатка навантаження (табл. 3.20), КFC= 1,0; коефіцієнт довговічності (формула 3.53)

 

При НВ <350 (див. с. 77) mF = 6; базове число циклів зміни напруг (див. с. 77) NFO= 4 * 106; еквівалентна (сумарне) число циклів зміни напруг (формула 3.54)

 

Відповідно

 

 

але так як = 1.2 * 108 > = 4 * 106 (див. с. 77), приймаємо = 1,0

Межа витривалості

= 434 *1,0 * 1,0 = 434 МПа

Коефіцієнт безпеки (формула 3.56) = 1,75

    Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57), YS= 1,0. Коефіцієнт, врахо-вающий шорсткість перехідної поверхні зуба (формула 3.58), YR= 1,0. Допустиме напруга вигину для колеса

 

4. Допустиме напруження згину при розрахунку на дію максимального навантаження (формула 3.62) для шестірні

 

 

Попередньо знаходимо граничне напруження, що не викликає залишкових деформацій або крихкого зламу зуба (табл. 3.19):

1272 МПа;

коефіцієнт безпеки (див. с. 76)

 

тут = 1,75 (див. с. 80); = = 1,0 (табл. 3.21). Коефіцієнт, що враховує чутливість матеріалу до концентрації напружень (формула 3.57), Ys = 1,0. Слідовітельно,

 

5. Допустиме напруження згину при дії максимального навантаження на колеса

 

  де максимальне напруження, що не викликає залишкових деформацій або крихкого зламу зуба (табл. 3.19),

1157 МПа

Коефіцієнт безпеки (див. с. 80)

 

тут = 1,75 (див. с. 80), = = 1,0 (табл. 3.21). Коефіцієнт, що враховує чувствительность матеріалу до концентрації напружень, Ys=1.0. Отже.

 

6. Допустиме контактне напруження для шестерні (формула 3.33)

 

Попередньо знаходимо межа контактної витривалості поверхонь зубів, які відповідають еквівалентному числу циклів зміни напружень (формула 3.34):

 

тут межа контактної витривалості, яка відповідає базового числа циклів зміни напружень (табл. 3.17),

 

Коефіцієнт довговічності (формула 3.35)

 

де базове число циклів зміни напруг (рис. 3.16)

 

еквівалентний (сумарне) число циклів переміни напруг

 

Ставлення

 

тому коефіцієнт довговічності визначаємо за формулою (3.38):

 

т.е       

 

приймаємо = 0,9.

Межа контактної витривалості = 600 * 0,9 = 540 МПа.. Коефіцієнт безпеки для зубів з однорідною структурою матеріалу (див.с.75) = 1,1. Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь (табл. 3.18),

 = 0,95. Коефіцієнт, що враховує окружну швидкість (див. с. 75), = 1,0. Допустиме контактне напруження для шестерні

 

7. Допустиме контактне напруження для колеса

 

Попередньо знаходимо межа контактної винослівості поверхонь зубів, які відповідають еквівалентному числу циклів зміни напруг:

 

де межа контактної витривалості, соответвующій базового числа циклів зміни напружень (табл. 3.17),