ВКР. Реферат выпускная квалификационная работа по теме Модернизация автоматического дозатора

• Название: Реферат выпускная квалификационная работа по теме Модернизация автоматического дозатора
• Дата: 12.03.2018
• Размер: 0.98 Mb.
• Имя файла: ВКР.docx
• Тип: Реферат; #38225
• страница: 3 из 6

1

2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ

В конструкторской части пояснительной записки произведем расчеты, необходимые для модернизации автоматического дозатора. Выберем электродвигатель, основные кинематические и энергетические параметры.
2.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле [8, c.8,]:
, (8)
где _о – коэффициент полезного действия (КПД) всего привода.
_о = _рп×_р×_п³×_м =0,95×0,98×0,99³×0,98=0,89 (9)
где _рп – КПД клиноременной передачи – 0,95;

_р – КПД зубчатой передачи – 0,98;

_п – КПД пары подшипников – 0,99;

_м – КПД муфты – 0,98;

Среднее значение КПД передач и подшипников берется по [8, c.165, таблица П.2]:
₍₁₀₎
Подставив (10) и (9) в (8) получаем:
Р_I = == 4,8 кВт.
Частота вращения выходного вала равна:
(об/мин) (11)
По требуемой мощности и синхронной частоте выбираем асинхронный электродвигатель 132S6, мощность которого Р_д = 5,5 кВт, n =965об/мин.

скольжение s = 3,5% по [5, c.165, таблица П.1].

1. 
   Общее передаточное число и передаточные числа ступеней
   

Общее передаточное число равно:

(12)
С учетом скольжения частота вращения вала электродвигателя равна:
n_дв = n_c (1 – s) = 1000 (1 – 0,035) = 965 об/мин; (13)

241,25 (14)

принимаем 241 об/мин.
(15)

принимаем 3,15

u_o = = 11,11. (16)

Передаточное число зубчатой передачи принимается по ГОСТ 2185-66 [5, c.11, таблица 7.1].
2.2 Мощности, передаваемые валами

Расчет мощностей передаваемые валами:
Р_дв = 5,5 кВт;

Р_I = = 5,50,950,98·0,99 = 5,07 кВт; (17)

Р_II == 5,070,980,98·0,99 = 4,82 кВт; (18)

3. 
   Крутящие моменты, передаваемые валами
   

Расчет моментов проводится по формуле:
₍₁₉₎
Т_I = 9550^. = 201 Н^.м;

Т_II = = 567 Н^.м;
2.4 Расчет зубчатой передачи

На (рис. 10) представлена схема передачи редуктора. Индексы при обозначении расчетных параметров будут: 1 – для шестерни и 2 – для колеса.

		2		1
				bW
				
			аW

Рис. 10. Схема зубчатой передачи
2.5 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Для шестерни:

Материал – сталь 40Х,

Термическая обработка – улучшение,

Твердость поверхности зуба – 269-302 НВ.

Для колеса:

Материал–- сталь 40Х,

Термическая обработка – улучшение,

Твердость поверхности зуба – 235-262 НВ.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
[]_Н= (20)
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

_{Hlim j}  предел контактной выносливости [5, c.7, табл. 2.1],
_{Н lim b} = 2 HB + 70; (21)
_Hlim1=2 ^. 285 + 70 = 640 МПа;

_Hlim2 = 2 ^. 248 + 70 = 566 МПа;

S_Hj  коэффициент безопасности [5, c.6,табл.2.1],

S_H1= 1,1,

S_H2=1,1;

K_HLj - коэффициент долговечности – 1;

для материала шестерни:

[_Н1] = 640 / 1,1 = 582 МПа.

для материала колеса

[_Н2] = 566 / 1,1 = 515 МПа.

Выбирается наименьшее из полученных значений [_Н] = 515 МПа.
2.6 Расчет межосевого расстояния, модуля и угла наклона зубьев

Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния:
=(u+1), (22)
– коэффициент вида передачи принимаем [5, c.11]:

= 430

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем [5, c.11]:

K_Н =1,2

T₁ – крутящий момент на шестерне:

T₁=201 Н∙м.

– коэффициент ширины зубчатого венца принимаем по ГОСТ 2185-66 [5, c.11]:

= 0,4

Расчетное межосевое расстояние по формуле (22).

=430 (3,15+1) = 180,07 мм

Принимаем значение до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 [5, c.10, табл. 6.1]:

= 180мм.
2.7 Предварительные, основные размеры колеса

Делительный диаметр.
₍₂₃₎
мм

принимаем 273мм.

Ширина.
₍₂₄₎
мм.
Модуль выберем из диапазона:

m = =1,8…3,2 мм

Принимаем значение m по ГОСТ 9563-60 [5, c.10, табл. 5.1]:

m= 2,5 мм

Суммарное число зубьев для косозубой передачи:

(25)

Число зубьев шестерни

принимаем 35. (26)

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑ – Z₁ = 144 – 35 = 109. (27)

Фактическое передаточное число

(28)
2.8 Диаметры делительной окружности и ширина шестерни и колеса
₍₂₉₎
d₁ =

d₂ = мм.

Окружная скорость зависит от делительного диаметра и числа оборотов

шестерни.
= =1,1 м/с. (30)
Силы в зацеплении.

Окружная сила (31)
H
H
_{Радиальная} сила F_r=F_ttg/cos ₍₃₂₎
F_r1==1706,5H
F_r2==1545,7H
В результате выполненных расчетов получены следующие параметры цилиндрической передачи:

межосевое расстояние а_w = 180 мм;

делительные диаметры:

шестерни d₁ = 87,5 мм,

колеса d₂ = 272,5 мм;

ширина шестерни b₁ = 75 мм,

колеса b₂ = 72 мм;

модуль зубчатых колес m_n = 2,5 мм;

фактическая окружная скорость V = 1,1 м/с;

вращающие моменты:

на быстроходном валу Т₁ = 201 Н^.м;

на тихоходном валу Т₂ = 567 Н^.м.

Приведенные данные являются исходными для проведения предварительной компоновки редуктора [4].
2.9 Расчет быстроходного вала

Диаметры валов определим по формуле [8, с.45]:
, (33)
где [_k] = (0,02…0,03)∙ – пониженные допускаемые напряжения на кручение, МПа;