Реферат Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем написать учебную работу
Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
от 25%
Подписываем
договор
I.
II.
Кинематический расчет и выбор электродвигателя.
1.
Рас
с
чит
ы
ваем требуемую мощность
электродвигателя
- мощность на рабочем валу;
- общий КПД.
Общий КПД привода:
2.
Определяем общее передаточное число привода
3.
Вычисляем требуемую частоту вращения вала электродвигателя
– частота вращения рабочего вала механизма.
Частота вращения рабочего вала механизма:
4.
По вычисленным параметрам
Соблюдаем условие:
Электродвигатель:
АО2-52-2
5.
Вычисляем общее фактическое передаточное число механизма
Общее передаточное число привода может иметь отклонение от фактического значения до 4%.
В нашем случае условие не соблюдается, производим перерасчет, приняв другие значения передаточного числа
𝘪
.
6.
Рассчитываем основные параметры всех элементов передачи
Вносим вычисленные параметры в таблицу
| Параметр | Электродвигатель АО2-42-2 | Составляющие элементы передачи | Рабочий вал механизма | |||||
| ременная передача | редуктор цилиндрический | цепная передача | ||||||
| i = | 3 | i = | 5 | i = | 2,7 | |||
| η = | 0,95 | η = | 0,96 | η = | 0,9 | |||
| ведущий вал | ведомый вал | ведущий вал | ведомый вал | ведущий вал | ведомый вал | |||
| | 13 | 12,87 | 12,23 | 12,1 | 11,62 | 11,5 | 10,35 | 10,25 |
| | 2920 | 2920 | 973,33 | 973,33 | 194,67 | 194,67 | 72,1 | 72,1 |
| | 305,6 | 305,63 | 101,88 | 101,88 | 20,38 | 20,38 | 7,55 | 7,55 |
| | 42,54 | 42,11 | 120,01 | 118,81 | 570,31 | 564,6 | 1371,99 | 1358,27 |
III.
Расчет клиноременной передачи
1. Диаметр меньшего шкива d1, мм (с.130 [7.25])
Полученный результат округляем до стандартного большего значения (с.120)
2. Диаметр ведомого шкива d2, мм (с.120 [7.3])
ε – коэффициент учета относительного скольжения ремня. Для передач с регулируемым натяжением ремня ε = 0,01.
Округляем:
3. Уточняем передаточное число i
4. Назначаем межосевое расстояние a, мм (с.130 [7.26]) ограничиваясь значениями
5. Вычисляем длину ремня
Округляем до стандартного значения (Примечание, Таблица 7.7, с.131)
6. Уточняем межосевое расстояние a, мм (с.130 [7.27])
7. Угол обхвата меньшего шкива
8. Необходимое число ремней z для заданной мощности
| | 180 | 160 | 140 | 120 | 100 | 90 | 70 |
| | 1,0 | 0,95 | 0,89 | 0,83 | 0,82 | 0,68 | 0,56 |
| z | 2-3 | 4-6 | Св. 6 |
| | 0,95 | 0,90 | 0,85 |
Для удобства эксплуатации передачи рекомендуется ограничивать
9. Предварительное натяжение ветвей клинового ремня (с.136 [7.30])
| При сечении | О | А | Б | В | Г | Д |
| ϴ | 0,06 | 0,1 | 0,18 | 0,3 | 0,6 | 0,9 |
10. Сила, действующая на валы
11. Рабочий ресурс ремней
– базовое число циклов:
| Для ремней сечением | О и А | Б, В и Г | Д и Е |
| | | | |
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416с.
IV.
Расчет на прочность и конструирование зубчатой передачи редуктора.
1.
Выбор материала. Расчет редуктора.
Материал – Ст45
Твердость: шестерни – 250 НВ; колеса – 220 НВ
Допустимое контактное напряжение
– предел контактной усталости
2.
Допускаемые напряжения изгиба для материала зуба
3.
Крутящий момент на валах в редукторе
V.
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
1.
Межосевое расстояние передачи
при симметричном расположении колес…………......….0,315; 0,4;
при несимметричном расположении колес…….....0,25; 0,315; 0,4;
при консольном расположении одного или обоих колес…0,2; 0,25;
Округляем по ГОСТ 2185-66
2.
Ширина зубчатого венца
3.
Диаметр ступиц валов под шестерню и колесо (
Полученные значения округляем по ГОСТ 6636-69
4.
Модуль зубьев
Из полученного диапазона (
5.
Минимальный угол наклона зубьев (для косозубой и шевронных передач)
6.
Суммарное число зубьев
для косозубой и шевронной передач:
7.
Фактический угол наклона зубьев (для косозубой и шевронной передач)
Для косозубых колес
8.
Число зубьев шестерни и колеса
Для косозубых и шевронных
9.
Фактическое передаточное число
10.
Делительные (начальные диаметры)
для косозубой и шевронной передач:
11.
Уточняем межосевое расстояние
12.
Диаметр вершин зубьев
13.
Окружная сила в зацеплении
14.
Радиальная сила в зацеплении
для косозубых и шевронных колес:
15.
Проверка соблюдения условия прочности по контактным напряжениям:
для косозубой и шевронной передач:
Условие прочности имеет вид:
Условие выполняется
16.
Сравнительная прочность на изгиб
17.
Проверка соблюдения условия прочности по напряжениям изгиба (производится по наименьшему значению из
для косозубых и шевронных колес
для косозубых и шевронных
18.
Диаметры впадин
19.
Длины ступиц
20.
Наружные диаметры ступиц
21.
Диаметры валов
22.
Толщина обода зубчатого венца
23.
Толщина диска
VI.
Расчет цепной передачи.
1.
Уточняем исходные параметры цепной передачи:
- передаточное число
2.
Рассчитываем шаг цепи
3.
По ГОСТ 13568-75 принимаем соответствующую приводную цепь, предварительно наметив шаг цепи: t=30 мм
Цепь:
- разрушающая нагрузка
4.
Рассчитываем число зубьев малой (ведущей) звездочки
Округляем до целого в большую сторону:
5.
Вычисляем число зубьев большой (ведомой) звёздочки
Округляем до целого в меньшую сторону:
6.
Уточняем передаточное число (отношение)
7.
Вычисляем (принимаем) ориентировочное межосевое расстояние
8.
В зависимости от
9.
Рассчитываем коэффициент эксплуатации
Значения коэффициентов принимаем по таблице в зависимости от условий эксплуатации
10.
Вычисляем среднюю окружную скорость цепи
11.
Определяем значение окружной силы
12.
Рассчитываем величину давления в шарнирах цепи и сравниваем с допустимым значением
Условие выполняется.
13.
Вычисляем длину цепи в шагах
Полученное значение округляем до целого четного числа
14.
Определяем фактическое межосевое расстояние при выбранной длине цепи
15. Рассчитываем нагрузку на валы звездочек
…40
̊
- 3; 40
̊
…90
̊
- 1);
g
– ускорение свободного падения (
g
= 9,81м/
16.
Определяем фактический коэффициент запаса прочности и сравниваем его с допускаемым значением
Условие соблюдается.
VII.
Проектный расчет валов редуктора.
Первый вал
1.
Определяем диаметр выходного конца вала
Округляем по таблице до стандартного большего
2.
Диаметр под подшипники
3.
Диаметр под зубчатое колесо
4.
Диаметр упорного буртика
5.
Определяем размеры шпоночных пазов по таблице, в зависимости от диаметра
Для зубчатого колеса:
ширина =
глубина =
Для выходного конца:
ширина =
глубина =
Второй вал
1.
2.
3.
4.
5. Для зубчатого колеса:
ширина =
глубина =
Для выходного конца:
ширина =
глубина =
VIII.
Предварительная компоновка редуктора
Предварительная ширина подшипников = 20 мм
IX.
Проверочный расчет вала редуктора
1.
Крутящий момент
2.
Усилия в зацеплении колес:
Для цилиндрической передачи
Для цепной передачи
3.
Вычисляем реакции опор
В плоскости
XOY
Производим проверку по моментам относительно точки В
В плоскости
XOZ
Проверка
4.
Вычисляем значения изгибающих и крутящего моментов для построения эпюр
Изгибающие моменты:
для плоскости
XOY
для плоскости
XOZ
Крутящий момент
5.
Определяем наибольший изгибающий момент
6.
Вычисляем нормальное и касательное напряжения в наиболее опасном сечении вала (в точке В)
7.
Рассчитываем коэффициент запаса прочности
Коэффициенты концентрации напряжения:
при изгибе
при кручении
Коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность:
Масштабные факторы, зависящие от диаметра вала:
8.
Проверка вала на статистическую прочность
X.
Выбор и проверка долговечности подшипников
1.
Выбор подшипников
Подшипники выбираем из ГОСТ 8338-75 (стр.497, Дунаев) по диаметру вала под подшипники.
Для цилиндрической передачи выбираем шариковые подшипники:
Для первого вала:
Для второго вала:
2.
Вычисляем максимальное значение осевых и радиальных усилий
Условие выполняется.
3.
Определяем долговечность подшипника
- для шариковых подшипников
- для роликовых – 0,6…0,7.
к – показатель степени:
- для шариковых подшипников - 0,3;
- для конических роликовых – 0,25.
Из соотношения
,
Y
) принимаем из таблицы (стр. 134, Дунаев).
X
=
Y
=
XI.
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до
в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо
до упора в бурт вала;
затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают вторые подшипники, предварительно нагретые в масле;
собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора, регулируют
зубчатое зацепление и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов;
затягивают болты, крепящие крышку к корпусу;
после, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок;
регулируют тепловой зазор. Перед установкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны прокручиваться от руки) и закрепляют крышки винтами;
затем, ввёртывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и привинчивают фонарный маслоуказатель.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
XII.
Смазка зубчатых колес редуктора
Для редуктора общего назначения обычно применяют непрерывную смазку жидким маслом. Способ смазки: картерный непроточный (окунанием) выбираем с учетом величины окружной скорости и условий теплоотдачи.
Этот способ применяют при окружных скоростях до 12-15 м/с. При картерной смазке достаточно, чтобы в смазку погружалось колесо. Глубину погружения выбираем в пределах 0,75-2,0 высоты зуба, но не менее 10 мм.
Объем масляной ванны принимаем таким образом, чтобы обеспечить отвод выделяющегося тепла к стенкам корпуса, а толщину масляного слоя между колесом и днищем назначаем такой, чтобы продукты износа могли оседать на дне, и не попадали на трущиеся поверхности.
Объем масляной ванны принимается таким, чтобы на 1 кВт., передаваемой мощности приходилось 0,35-0,7 л. масла. Для нашего редуктора применяем масло ИРП 70 ГОСТ 1862-94 с вязкостью при температуре 50 С° больше 135 ест.
Список литературы
1. Таланов А.С. Расчеты механических передач: Учебно-методическое пособие по курсу "Прикладная механика". - СПб.1998. - 56 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для машиностроит. спец. техникумов. -М.: Высшая школа, 1984. - 336 с, ил.
3. Белявцев А.И., Таланов А.С, Филановский А.М. Расчет цилиндрических зубчатых передач. Учебно-методическое пособие по курсу "Прикладная механика".-СПб.: СПбУ МВД РФ, 2000. - 15 с.
4. Таланов А.С. Расчет и проектирование вала редуктора. Учебно-методическое пособие по курсу "Прикладная механика". - СПб.: СПб ВПТШ РФ, 1995.-49 с.
