|
|||||||
АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомДругоеЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Выбор электродвигателяВВЕДЕНИЕ Во всех отраслях народного хозяйства производственные процессы осуществляются машинами или аппаратами с машинными средствами механизации. Поэтому уровень народного хозяйства в большой степени определяется уровнем развития машиностроения. В настоящее время реализуются мероприятия по повышению уровня и качества продукции машиностроения: 1. Повышение надежности и ресурса машин путем обеспечения необходимого технического уровня. 2. Уменьшение материалоемкости конструкций путем их оптимизации, совершенствование расчетов, выбор оптимальных и новых материалов и упрочнений. 3. Уменьшение энергозатрат путем обеспечения совершенного трения и повышения КПД механизмов. 4. Повышение производительности труда путем стандартизации и унификации объектов производства. 5. Проектирование технологических деталей под современную материало-, трудо-, энергосберегающую технологию. При выполнении курсовой работы студент последовательно проходит от рационального выбора кинематической схемы механизма через много вариантность решения до воплощения механического привода в графическом материале, при этом знакомясь с существующими конструкциями, приобщаясь к инженерному творчеству, осмысливает взаимосвязь отдельных деталей в механизме и их функциональное предназначение. Целью работы является освоение и приобретение студентом навыков конструирования и расчетов механических приводов, научить правильно и обоснованно применять полученные теоретические знания для решения конкретных инженерных задач. В данном курсовом проекте будет разработан редуктор цилиндрический одноступенчатый прямозубой передачи.
КИНЕМАТИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ Выбор электродвигателя
1.1. Разработка кинематической схемы редуктора
1 ─ корпус; 2 ─ ведущее колесо; 3 ─ ведомое колесо.
1.2. Определение коэффициента полезного действия редуктора где ─ общий КПД редуктора;
─ КПД зубчатых колёс
─ КПД подшипников
1.3. Определение потребной мощности и частоты вращения электродвигателя 1) Определение требуемой мощность электродвигателя где ─ мощность на ведомом рабочем валу. 2) Определение возможного передаточного числа редуктора Из таблицы 5,5 передаточные числа механических передач принимаем: Uобщ= 3,55 3,55-общее передаточное число редуктора
3) Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя n2=400 мин-1- выходная частота вращения вала рабочей машины мин-1 4) Выбираем электродвигатель (табл. 5.1) так чтобы, Nтр≤Nэд
Согласно [(3); таблице П1] выбираем двигатель с
4) Определяем вращающие моменты на валах ─ вращающий момент на ведущем валу Т2 = Т1 · u = 37005,389 · 3,55 = 131369,1321 Н· мм ─ вращающий момент на ведомом валу
2. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ 2.1 Общие сведения Зубчатая передача состоит из двух колес, имеющих чередующиеся зубья и впадины. Меньшее из них называют шестерней, а большее – колесом. Термин зубчатое колесо относят к обоим колесам передачи. Жесткая связь обоих колес исключает какое-либо проскальзывание. 2.2 Выбор материала и термообработки. Сталь в настоящее время основной материал для изготовления зубчатых колес. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей прирабатываемости твердость () шестерни назначается большей чем твердость колеса (). Поэтому выбираем из табл. 4.1.1. (3) 1. Для изготовления колеса принимаем сталь 40XH нормализованную , , НВ=230…250. Для изготовления шестерни сталь 40XH улучшенную , , НВ=265…295. 2. Находим число циклов нагружения каждого зуба колеса , где - долговечность. 3. Определяем допускаемые напряжения А) допускаемые контактные напряжения Находим базовые пределы контактной выносливости: Для колеса Для шестерни Так как , коэффициент долговечности Для принятой термообработки материала шестерни и колеса коэффициент безопасности Допускаемые контактные напряжения: Для колеса Для шестерни Среднее значение допускаемых контактных напряжений Б) допускаемые напряжения изгиба Базовый предел выносливости зубьев Для шестерни Коэффициент долговечности . Допускаемое напряжение изгиба: Для шестерни [ σF ]1 = (σF1limb * KFL)/SF = (540*1.5)/1.8 = 465 Н/мм2 Для колеса [ σF ]2 = (σF2limb * KFL)/SF = (500*1.5)/1.8 = 425 Н/мм2 4. Межосевое расстояние рассчитывается по формуле (9.39) [1]: aw = 43*(3.5+1)* = 14.8 мм где по таблице 9.11 [1] принимаем KHβ = 1.16 в соответствии с ψbd = ψba (u+1)/2 = 0.5*(3.5+1)/2 = 1.125 Принимаем aw = 40 мм 5. Задаемся числом зубьев шестерни z 1 = 26 6. Тогда z 2 = z 1*u = 26*3. 5 ≈ 91 7. Назначаем предварительно угол наклона cos β = 1 8. Нормальный модуль m n = 2* aw * cos β / z 1+ z 2= 2*40*1/26+91 = 0.66 мм Принимаем по СТ СЭВ 310-75(табл.9.1) ближайший нормальный модуль m n = 0.7 мм 10. Основные размеры шестерни и колеса d 1 = m n* z 1/ cos β = 0.7*26/1 = 18.2 мм d 2 = m n* z 2/ cos β = 0.7*91/1 = 63.7 мм d a1 = d 1+ m n = 26+0.7 = 26.7 мм d a2 = d 2+ m n = 91+0.7 = 91.7 мм df 1 = d 1-1.25* m n = 26-1.25*0.7 = 25 мм df2 = d 2-1.25* m n = 91-1.25*0.7 = 90 мм Рабочая ширина колеса b 2 = ψba * aw = 0.5*40 = 20 мм; Ширина венца шестерни b 1 = b 2 +5 = 20+5 = 25 мм. Принимаем b 1 = 25 мм, b 2 = 20 мм. 11. Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям (9.42) = Определяем окружную скорость: = = 0,9 м/с По таблице 9.9 назначаем 8 степень точности. Коэффициенты: ; Коэффициент =1.09
= Контактная прочность обеспечена. 12. Выполняем проверочный расчёт на усталость при изгибе по формуле (9.44): По таблице 9.10 определяем значение коэффициентов По эквивалентному числу зубьев: Расчёт следует выполнять для того зубчатого колеса, у которого меньше отношение Расчёт проводим по шестерне: Коэффициент Коэффициент Коэффициент , где ─ коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес равен 1. Коэффициент учитывает распределение нагрузки по ширине венца и определяется по табл. 9.13: . Коэффициент учитывает динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, и определяется по табл. 9.13: . Напряжение при изгибе Следовательно, прочность по напряжениям изгиба обеспечена. 12. Определяем силы в зацеплении. Окружная сила Ft1 = Ft2 = Радиальная сила определяется как Fr1 = Н Fr2 = Н Осевая сила определяется как Fа1 = Н Fа2 = Н
Расчёт Валов Поиск по сайту: |
Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Студалл.Орг (0.011 сек.) |