Проектирование электромеханического привода
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Техническое задание
Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных: Ft =2500 H, V=1,9 м/с, n=3000 мин-1, t=(250;400)
Кинематическая схема
Рис. 1
1.Электродвигатель
.Муфта
3.Редуктор одноступенчатый цилиндрический
.Цепная передача
1. Выбор электродвигателя и кинематический раiет
Определяем коэффициент полезного действия привода по формуле
редуктор вал шестерня колесо
(1)
где ?1 = 0,98 - КПД для пары цилиндрических зубчатых колёс;
?2 = 0,99 - КПД для пары подшипников качения;
?3 = 0,92 - КПД для цепной передачи;
?4 = 0,99 - КПД потери в опорах рабочего органа.
Общий КПД привода равен
(2)
Мощность на валу рабочего органа
кВт(3)
Требуемая мощность электродвигателя
кВт (4)
По таблице приложения П1 [4, с. 390] выбираем электродвигатель.
(5)
кВт
Вычисляем частоту вращения двигателя с учетом скольжения
мин-1(6)
Угловая скорость вала двигателя
с-1(7)
Угловая скорость рабочего органа
с-1(8)
Частота вращения рабочего органа
мин-1(9)
Определяем передаточное отношение привода
(10)
Передаточное число привода равно передаточному отношению
(11)
Разбиваем полученное число между редуктором и открытой передачей
(12)
Значение принимаем равное 4
(13)
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:
мин-1(14)
мин-1(15)
с-1(16)
с-1(17)
Вращающие моменты на валу шестерни: на валу шестерни
Н.мм(18)
Н.мм(19)
2. Раiет зубчатых колёс редуктора
.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Выбираем материал колёс - сталь 40 Х, термическая обработка зубьев, нормализация или улучшение. Назначаем твердость колеса НВ2 = 210, для шестерни
(20)
Допускаемые контактные напряжения равны
(21)
где - предел контактной выносливости, ;
- коэффициент долговечности, ;
- коэффициент безопасности,
Вычисляем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
МПа
МПа
МПа
МПа
Раiетное допускаемое контактное напряжение вычисляют по формуле
(22)
МПа
Необходимо, чтобы выполнялось следующее условие
Данное условие выполняется.
2.2 Проектный раiет зубьев на контактную прочность
Определяем межосевое расстояние редуктора по формуле
(23)
где Ka - для косозубых колёс [4, с. 293] , Ka=43;
[sH] - допускаемое контактное напряжение, [sH]=425,5 МПа;
KН - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями по длине зуба, принимаем по таблице 3.1 [4, с. 293], KH=1,25;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию[4, с. 293], =0,4.
Подставляя значения, получим
Принимаем по ГОСТ 9563-60 ближайшее значение межосевого расстояния
аW =90 мм
Вычисляем нормальный модуль зацепления mn (мм) по формуле
mn=(0,010,02) аW =(0,010,02) 90=1,25 мм(24)
Предварительно намечаем угол наклона зубьев b=10, тогда число зубьев шестерни можно вычислить по формуле
(25)
Округляем полученное число до целого и получаем
Определяем число зубьев колеса
(26)
Уточненное значение угла наклона зуба
(27)
2.3 Определение основных размеров колёс
Определяем делительные диаметры колёс по формуле
;(28)
.(29)
Проверка: . Проверка выполняется.
Диаметры вершин зубьев:
; (30)
. (31)
Ширина колеса:
; (32)
Ширина шестерни:
. (33)
2.4 Проверочный раiет на контактную прочность
Контактные напряжения равны
(34)
Полученное значение меньше значения [sH ]=425,5, то есть условие проверки по прочности выполнено.
Расiитываем силы, действующие в зацеплении: окружную, радиальную и осевую.
Окружная сила:
. (35)
Радиальная сила:
.(36)
Осевая сила:
.(37)
2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев
Допускаемое напряжение изгиба равно
,(38)
где - предел изгибной выносливости материала, = 1,8НВ;
[SF] - коэффициент безопасности, [SF] = 1,75.
Для каждого колеса определим напряжение
МПа.
МПа.
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Определяем коэффициент формы зубьев в зависимости от числа зубьев
тогда
тогда
Для шестерни - .
Для колеса - .
Дальнейший раiет выполняем для того, у которого отношение меньше, то есть для колеса.
2.6 Проверочный раiет зубьев на изгибную прочность
Определяем прочность зубьев на изгибную выносливость по формуле
,(39)
где Ft - окружная сила, Ft = 944 Н;
KF - коэффициент, учитывающий характер нагрузки [4, с. 295],
KF = 1,75;
YF - коэффициент формы зубьев [4, с. 42], YF = 3,6;
В качестве b берется ширина того из колёс, для которого отношение меньше.
. Условие прочности выполнено.
3. Предварительный раiет валов редуктора
Выполняется без учета деформации изгиба по направлениям кручения.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении на кручение [?k] = 25 МПа по формуле
.(40)
Округляем полученное значение до значения равного 0,8dдв и получаем
dBl 22 мм.
Диаметр вала под подшипниками определяется по формуле . Принимаем по с