Кинематический расчет редуктора
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
1.Кинематический расчет привода
Исходные данные:
Мощность на выходном валу, кВт - 2,5
Угловая скорость выходного вала, с-1 - 6,5 ?
Время пуска привода, с - 5
Приведенный момент инерции механизма, Н м / с2 - 20
Сменность работы привода - 2
Выбор электродвигателя
Определяем мощность на быстроходном валу, т.е. на валу электро-двигателя.
Рдв. = , где:
- коэффициент полезного действия привода
?общ. = , где:
= 0,97 - КПД пары конических зубчатых колес;
= 0,96 - коэффициент, учитывающий потери клиноременной передачи;
= 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников.
= = 0,91
Требуемая мощность электродвигателя
Рт.дв. = = 2,75 кВт
n =
Имея расчетную мощность электродвигателя по выбираем электродвигатель 4А 112МA6 Р = 3,0 квт; n = 955 об/мин
Определение передаточных отношений
Общее передаточное число привода определяем по формуле:
Uобщ. =
Принимаем U = 4,9
Полученное значение общего передаточного числа привода распределяем между ступенями передачи
Uобщ. = Uкр.п. U ред.,
где:
Uкр.п. - передаточное число клиноременной передачи;
U ред. - передаточное число редуктора
Передаточные числа редуктора принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 21426-75
Uред. = 2.5
Uкр.п. = = = 1,96
Принимаем Uкр.п. = 1,96
Проверяем возможность пуска приводного устройства в заданное время tп
Определяем фактическое время пуска
Тп = Тс + ,
где:
Тс - крутящий момент
Тс = Тн =
Тс = Тн =
Тп = 2,0 Тн = 2,0 27,51 = 55,02
< tn = 5c
Определение мощности на валах привода
Рт.дв. = Р1 = 2,75 кВт
Р2 = Рт.дв. ?2 ?3 = 2,75 0,96 0,99 = 2,61 кВт
Рв = Р2 ?1 ?3 = 2,61 0,970,99 = 2,50 кВт
Определение вращающих моментов и угловых скоростей на валах привода
Частота вращения ведущего шкива ременной передачи равна частоте вращения электродвигателя.
n = n = 955 об/мин
Частота вращения ведомого шкива ременной передачи равна частоте вращения быстроходного вала редуктора
n2 = об/мин
Частота вращения тихоходного вала редуктора
n3 = об/мин
Определение угловых скоростей валов привода
?1 = ?дв = = рад/с
?2 = = 51 рад/с
?3 = 20,4 рад/с
Крутящие моменты Т на валах привода определяем по формуле:
Т1 =
Т2 = Р1 uкр.п. ?2 ?3 = 28 1,96 0,96 0,99 = 52 Нм
Т3 = Р2 uред. ?2 ?3 = 52 2,5 0,97 0,99 = 125 Нм
Сводная таблица параметров привода
Ступени передачиПередаточное числоЧисло оборотов вала, об/минУгловая скорость вала, рад/секКрутящий момент вала, Т, Н м11,96 2,595599,962824875152319520,4125
2. Выбор материалов деталей редуктора
Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Выбираем материал шестерни и колеса. Так как особых условий работы редуктора не оговорено, считаем, что редуктор работает в нормальных условиях. Для выбора оптимальных размеров и невысокой стоимости для изготовления колес принимаем сталь 40Х.
Шестерня HВ 270
Колесо НВ 260 [1, табл. 3.3]
Допускаемые контактные напряжения [?]н для расчетов на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни [?]н1 и зубьев колеса [?]н2
редуктор привод передача вал посадка
[?]н1 ; [?]н2 ; [2, стр20]
где:
[?]но1 и [?]но2 - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, соответствующие пределу контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений NHO
По [2, табл. 5]
[?]но1 = 1,8 НВСР + 67 = 1,8 270 + 67 = 553 Н/мм2
[?]но2 = 1,8 НВСР + 67 = 1,8 260 + 67 = 535 Н/мм2
КHL - коэффициент долговечности
КHL = ,
где:
NHO - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости
NHO1 = 19,9 млн. циклов; NHO1 = 16,0 млн. циклов [2, табл. 7]
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
N = ,
где:
? - угловая скорость соответствующего вала, рад/с;
Lh - срок службы привода, ч
Lh = 365 LГ КГ tC LC KC,
где:
LГ = 6 лет - срок службы привода [2, табл. 2]
По [2, стр. 22]
КГ = 0,67 - коэффициент годового использования;
tC = 8 ч - продолжительность смены;
LC = 2 - число смен (по заданию);
KC = 0,8 - коэффициент сменного использования
Lh = 365 6 0,67 8 2 0,8 = 18781 ч
N1 = , N2 =
КHL1 = ; КHL2 =
[SH] - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали [SH] = 1,1 - 1,2
Принимаем [SH] = 1,15
[?]н1 ; [?]н2 ;
[?]F1 ; [?]F2 ; [2, стр23]
По [2, табл. 5]
[?]Fо1 = 1,03 НВСР = 1,03 270 = 278 Н/мм2
[?]Fо2 = 1,03 НВСР = 1,03 260 = 268 Н/мм2
КFL = ,
где:
NFO = 4 106 - базовое число циклов напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости
[s] F - коэффициент запаса прочности; определяем как произведение двух коэффициентов:
КFL1 = ; КFL2 =
[s] F = [s] [s], [2, стр. 23]
где:
[s] - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес;
По [1, стр. 23] [s] = 175
[s] - коэффициент, учитывающий способ получения заготовок; для поковок и штамповок [n]= 1,0
[s] F = 1,75 1,0 = 1,75
[?]F1 ; [?]F2 ;
3. Расчет закрытой передачи
Определение геометрических параметров зубчатой пары
Данные для расчета:
Передаточное число - 2,5
Р, квтn, об./мин?, рад/секТ, Н м12,61487515222,5019520,4125
Внешний делительный диаметр колеса определяем из условия контактной прочности
<