кп дм. Розрахунок приводу Пояснювальна записка Завдання на проект Варіант 1 Параметри вихідного валу приводу Потужність

• Название: Розрахунок приводу Пояснювальна записка Завдання на проект Варіант 1 Параметри вихідного валу приводу Потужність
• Анкор: кп дм
• Дата: 16.06.2022
• Размер: 1.28 Mb.
• Имя файла: MINISTERSTVO_OSVITI_I_NAUKI_UKRAYiNI_kursach.docx
• Тип: Розрахунок; #597725
• страница: 1 из 3

Курсовий проект

З деталей машин та основ конструювання

Розрахунок приводу

Пояснювальна записка


Завдання на проект:
Варіант №1
Параметри вихідного валу приводу:

Потужність

Частота обертання


Рисунок 1: 1 – електродвигун; 2 – клинопасова передача;

3 – конічний прямозубий редуктор.


Розрахунок загальних параметрів приводу

1.1. Розрахунок загального ККД
(1.1)
де: – коефіцієнта корисної дії пасової передачі;

– коефіцієнта корисної дії конічного редуктора;

– коефіцієнта корисної дії підшипників кочення.

1.2. Визначаюпотрібнупотужність
(1.2)
де: – потрібна потужність;

1.3. Рекомендований діапазон загального передаточного числа приводу
(1.3)
де: – діапазон передаточних чисел пасової передачі;

– діапазон передаточних чисел конічної передачі.
(1.4)
1.4. Діапазон частот обертання вала електродвигуна

(1.5)

1.5. Вибір електродвигуна

Проводиться за умови:

Приймаю асинхронний електродвигун 4А132S8У3 з параметрами:

і числом обертів .

1.6 Загальне передаточне число
(1.6)

1.7. Дійсне передаточне число ступенів приводу

(1.7)
Приймаю = 3,55.

Передаточне число для закритої конічної передачі.
(1.8)

Приймаю ;

Тоді

1.8. Потужність на окремих валах приводу

(1.9)

(1.10)

(1.11)
де: – потрібна потужність;

– потужність на ведучому валу пасової передачі;

– потужність на ведучому валу конічного редуктора;

– потужність на веденому валу конічного редуктора.

Перевірка:
(1.12)
1.9. Частота обертання валів приводу

(1.15)

<sub>(1.16)

(1.17)</sub>

де: – частота обертів двигуна;

– частота обертів на ведучому валу пасової передачі;

– частота обертів на ведучому валу конічного редуктора;

– частота обертів на веденому валу конічного редуктора.

Перевірка:
(1.18)
1.10. Крутні моменти на валах приводу
(1.19)
(1.20)
(1.21)


де: – крутний момент на ведучому валу пасової передачі;

– крутний момент на ведучому валу конічного редуктора;

– крутний момент на веденому валу конічного редуктора.

Перевірка:

(1.22)

2. РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

2.1. Переріз паса

Відповідно до величини крутного моменту на веденому шківу (Т2=125,8), вибираємо переріз паса B/Б [12, табл. Т10, с. 12]. Площа перерізу паса А138мм².

2.2. Розрахунковий діаметр ведучого шківа
[12, табл. Т10, с. 12] (2.1)
2.3. Діаметр веденого шківа
, (2.2)
де  – коефіцієнт відносного ковзання;  0,01,
(2.3)
Приймається [12, табл. Т11, с.13]

2.4. Фактичне передаточне число
=3.53 (2.4)
що перевищує прийняте на що допускається.

2.5. Швидкість паса
(2.5)
Розраховане значення швидкості знаходиться в межах 5
2.6 Міжосьова відстань,
(2.6)
де h – висота перерізу паса; h 10,5 мм. [4, табл. 2.1, с.19]
(2.7)

2.7. Довжина паса

(2.8)

Де =320мм (2.9)

= 180мм (2.10)

мм (2.11)

Згідно з ГОСТ 1284.3-80 приймається l 1819 мм. [4, с.19]

2.8. Фактична міжосьова відстань
(2.12)

(2.13)
2.9. Кут обхвату на ведучому шківі.
·57⁰= ·57⁰=123> (2.14)
2.10. Частота пробігів паса.
(2.15)
2. Розрахунок клинопасової передачі

2.11. Навантаження пасової передачі
(2.16)
2.12. Допустиме напруження для паса
[ ]= (2.17)
де  – корисне напруження для стандартної передачі. Стандартною вважається передача з передаточним числом u 1 (кут обхвату 1 180 ) та швидкістю паса 10 м/с. Величина  вибирається по [12, табл. Т13, с. 13]; 1,51 . МПа

– коефіцієнти, які враховують різницю параметрів передачі порівняно зі стандартною по куту обхвату, швидкості паса та режиму роботи.
(2.18)

=0.99 (2.19)
Значення коефіцієнта режиму роботи K p вибирається по таблиці [12, табл. Т14, с.14]. Вибрано спокійне малозмінне навантаження: 1, 2. K p  Розраховуємо допустиме напруження для паса:
[ ]=1.51·0.86·0.99·1.2=1.542 (2.20)
2.12. Число пасів в передачі

(2.21)
де Ft – колова сила (п.2.11); 302, 286 Ft – допустиме корисне напруження для паса; 1,542МПа. A1 – площа поперечного перерізу паса; 2 1 A 138мм (п. 2.1)

.
(2.22)
Прийнятоz=2;

2.13. Сила тиску на вали
(2.23)
де 0 – початкове напруження в пасі; 0 1, 2 МПа
(2.24)
В пасових передачах, у більшості випадків, натягування паса не контролюється, а тому, розрахункову силу необхідно збільшити у 1,5 рази
(2.25)

3.РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ КОСОЗУБОЇ ПЕРЕДАЧІ
3.1.Початкові данні

Обертальний момент на швидкісному валу редуктора Т1=125,8Н/м

Обертальний момент на тихохідному валу редуктора Т2=482Н/м

Частота обертання на швидкохідному валу редуктора n1=n2=1450(хв)

Частота обертання на тихохідному валу редуктораn2= n2=100(хв)

Передаточне число редуктора
3.2.Вибір матеріалів для виготовлення зубчатих коліс

Для виготовлення шестерні вибрано сталь 50 покращену з границею міцності Границею текучості =340МПа мінімальною твердістю за Брінелем НВ1=258 одиниць для виготовлення колесса вибрано сталь 50 нормалізовану з границею міцності

Границею текучості мінімальною твердістю за Брінелем НВ1=180 одиниць що забазпечує більшу міцність шестерні

3.3 Розрахунок допустимих напружень

3.3.1 допустимі контактні напруження
(3.1)
Де витривалості МПа;

Коефіцієнт безпеки за контактними напруженями при нормалізації та поращані =1,1 гартупанні ефіцієнт безпеки за напруженямизгину Приймаємо для вибраних матеріалів шестерні та колеса коефіціент запасу за контактними напруженями за напруженями згину

=1.7

Границя контактної витривалості:
-для шестерні (3.2)
(3.3)
-для колеса (3.4)

(3.5)




3.3.2 Допустимі напруження згину
(3.6)
Де -границя витривалості на згин МПа;

– коефіцієнт безпеки прийнято

Границявитривалості на згин
-для шестерні (3.7)

(3.8)

-для колеса 2=440Мпа
(3.9)
3.4Визначення кількості зубців шестерні

Мінімальна кількість зубців шестерні :
(3.10)
Прийнято ближче ціле значення зубців

3.5. Розрахунок міжосьової відстані

Міжосьова відстань

(3.11)
Де контактними напруженями попередньо 1,5…1,7 прийнято



коефіцієнт відносної ширини ,для передачі загального призначення оптимально =0,315 або 0,4 прийнато
(3.12)

Прийнятостандартнезначенняміжосьовоївідстаніa=125мм

3.6.Махсимально допустимий модуль зачеплення :
(3.13)
3.6.Нормальний модуль зачеплення
(3.14)

3.7Нормальний модуль зачеплення
(3.9)

приймаю [2, с.89, табл. 43].
3.8 Сумарна кількість зубців
приймаю (3.10)

3.9 Уточнена кількість зубців шестерні
приймаю (3.11)
3.10 Кількість зубців колеса
(3.12)

Переврка фактичного передаточного числа:

(3.13)

що відхилюється від проектного значення передаточного числа редуктора на:



(допустимо не більше 3% за абсолютною величиною). Таким чином, відхилення. Остаточно прийнято: