Кинематический и силовой расчет привода

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 23 Марта 2011 в 20:38, курсовая работа

Описание работы

Выбор электродвигателя
Расчет червячной передачи
Выбор материала червячного колеса
Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Проектный расчёт червячной передачи

Файлы: 1 файл

gulnaz.doc

— 128.00 Кб (Скачать файл)

1 Кинематический  и силовой расчет привода 

1.1 Выбор  электродвигателя 

     Определим потребляемую мощность привода по формуле: 

Рвых = FV/1000, 

где F – тяговая сила конвейера, Н;

       V – скорость тяговой цепи, м/с. 

Рвых = 4500×0,65/1000 = 2,93 кВт. 

      Общий КПД привода: 

hобщ = hчhцhмh2подш, 

где hч – КПД червячной передачи;

       hц – КПД цепной передачи;

       hм – КПД муфты;

       hподш – КПД одной пары подшипников качения. 

hобщ = 0,8∙0,93∙0,98∙0,992 = 0,715, 

     Тогда требуемая мощность электродвигателя 

Pэ.тр = Рвых/hобщ = 2,93/0,715 = 4,09 кВт. 

      Частота вращения приводного вала: 

nвых = 6∙104 V/(pDзв), 

где Dзв – диаметр звездочки, мм. 

Dзв = p/sin(180°/Z) = 80/sin(180°/11) = 284 мм;

nвых = 60000∙0,65/(3,14∙284) = 43,7 об/мин. 

Выбираем электродвигатель АИР112M4: Рдв = 5,5 кВт; nдв = 1432 об/мин. 

1.2 Уточнение передаточных чисел 

      Определим общее передаточное число привода 

uобщ = nдв/nвых = 1432/43,7 = 32,75. 

      Примем  передаточное число червячной передачи uЧ = 16, тогда передаточное число цепной передачи 

uЦ = uобщ/uЧ = 32,75/16 = 2,05. 

1.3 Определение  вращающих моментов на валах  редуктора 

     Частота вращения тихоходного вала 

nТ = nвыхuЦ = 43,7∙2,05 = 89,5 об/мин. 

      Частота вращения быстроходного вала 

nБ = nБuЧ = 89,5∙16 = 1432 об/мин. 

     Момент  на приводном валу 

Tвых = FDзв/2000 = 4500∙284/2000 = 639 Н×м. 

      Вращающий момент на тихоходном валу  

ТТ = Твых/(hподшhцuЦ) = 639/(0,99∙0,93∙2,05) = 339 Н×м. 

     Момент  на быстроходном валу  

ТБ = ТТ/(hподшhчuЧ) = 339/(0,99∙0,8∙16) = 27 Н×м. 

 

2 Расчет червячной передачи 

2.1 Выбор материала червячного колеса 

      Определим скорость скольжения: 

4,3×9,4×16×(339)1/3/1000 = 4,51 м/с; 

где w2 – угловая скорость вала червячного колеса, рад/с;

      u – передаточное число червячной передачи;

      Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н×м. 

      Выбираем  из группы II материал БрА10Ж4Н4, полученный способом центробежного литья, sв = 700 Н/мм2, sт = 460 Н/мм2. 

2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений 

      Определяем  допускаемые контактные напряжения: 

[s]Н = 300 – 25VS = 300 – 25×4,51 = 187,3 Н/мм2. 

      Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность: 

KFL = (106/N)1/9 = (106/193903200)1/9 = 0,56. 

      Определяем  допускаемые напряжения изгиба: 

[s]F = (0,08sв + 0,25sт)KFL = (0,08×700 + 0,25×460)×0,56 = 95,2 Н/мм2. 

2.3 Проектный расчёт червячной передачи 

      Определяем  межосевое расстояние: 

aw = 61(Т2×103/[s]2Н)1/3 = 61×(339×103/187,32)1/3 = 122,94 мм. 

Полученное  значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

      Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 2×16 = 32. Округляем до целого числа z2 = 32.

      Определим модуль зацепления 

m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)×125/32 = 5,86…6,64 мм, 

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 6,3 мм.

      Определяем  коэффициент диаметра червяка: 

q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)×32 = 6,78…8; 

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 8.

      Коэффициент смещения инструмента 

х = (aw/m) – 0,5(q + z2) = -0,16. 

      Определим фактическое передаточное число  и проверим его отклонение от заданного: 

uф = z2/z1 = 32/2 = 16;

(|16 – 16|/16)×100% = 0 % < 4%. 

      Определим фактическое значение межосевого расстояния 

aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,5×6,3×(8 + 32 + 2×-0,16) = 125 мм. 

      Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр 

d1 = qm = 8×6,3 = 50,4 мм; 

начальный диаметр 

dw1 = m(q + 2x) = 6,3×(8 + 2×-0,16) = 48,4 мм; 

диаметр вершин витков 

da1 = d1 + 2m = 50,4 + 2×6,3 = 63 мм; 

диаметр впадин витков 

df1 = d1 – 2,4m = 50,4 – 2,4×6,3 = 35,28 мм; 

делительный угол подъема линии витков 

g = arctg(z1/q) = arctg(2/8) = 14,04°; 

длина нарезаемой части червяка 

b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|-0,16| + 2)×6,3 + 0 = 59,1 мм, 

округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.

      Основные  геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр 

d2 = dw2 = mz2 = 6,3×32 = 201,6 мм; 

диаметр вершин зубьев 

da2 = d2 + 2m(1 + x) = 201,6 + 2×6,3×(1 + -0,16) = 212,2 мм; 

наибольший  диаметр колеса 

daм2da2 + 6m/(z1 + 2) = 212,2 + 6×6,3/(2 + 2) = 221,65 мм; 

диаметр впадин зубьев 

df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 201,6 – 2×6,3×(1,2 – -0,16) = 184,48 мм; 

ширина  венца 

b2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44,4 мм, 

округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;

условный  угол обхвата червяка венцом колеса 

2d = 2×arcsin(b2/(da1 – 0,5m)) = 2×arcsin(45/(63 – 0,5×6,3)) = 98°. 

     Определим силы в зацеплении

окружная  сила на колесе, равная осевой силе на червяке 

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000×339/201,6 = 3363 Н; 

окружная  сила на червяке, равная осевой силе на колесе 

Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000×339/(16×50,4) = 841 Н; 

радиальная  сила, раздвигающая червяк и колесо 

Fr = Ft2tg20° = 3363×0,364 = 1224 Н. 

2.4 Проверочный расчёт червячной передачи 

      Фактическая скорость скольжения

vS = uфw2d1/(2cos103) = 16×9,4×50,4/(2×cos14,04°×103) = 3,91 м/с. 

Информация о работе Кинематический и силовой расчет привода