Кинематический расчет и выбор электродвигателя

  1. Кинематический  расчет и выбор  электродвигателя.
 
  
  1. Рассчитываем требуемую мощность электродвигателя
 
 
 

   - мощность на рабочем  валу;

  - общий КПД. 

  Общий КПД привода: 
 
 
 
 
 

  
  1. Определяем  общее передаточное число привода
 
 
 
 
 
  
  1. Вычисляем требуемую частоту  вращения вала электродвигателя
 
 
 

    – частота вращения  рабочего вала  механизма. 

  Частота вращения рабочего вала механизма: 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  
  1. По  вычисленным параметрам из таблицы выбираем необходимый электродвигатель
 

  Соблюдаем условие: 
 

  Электродвигатель:

  АО2-52-2 
 
 

  
  1. 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 *. 

                      

                      

                        
 

  
  1. Рассчитываем  основные параметры  всех элементов передачи
 

   - мощность, кВт 

   - частота вращения, об/мин 

   - угловая скорость,  

   - крутящий момент,  

  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
, кВт 13 12,87 12,23 12,1 11,62 11,5 10,35 10,25
, об/мин 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
  , Н·м 42,54 42,11 120,01 118,81 570,31 564,6 1371,99 1358,27
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  1. Расчет  клиноременной передачи
 
  1. Диаметр меньшего шкива d1, мм (с.130 [7.25])
 
 
 
 

    Полученный  результат округляем  до стандартного большего значения (с.120) 
     

  1. 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:  

  1. Уточняем  передаточное число i
 
 
 
  1. Назначаем межосевое расстояние a, мм (с.130 [7.26]) ограничиваясь значениями и
 
 
 

  – высота сечения  ремня, выбираем  из таблицы 7.7 с.131, по диаметру ведущего  шкива . 

            мм

            мм 

            мм 
             
             
             

  1. Вычисляем длину ремня , мм (без учета припуска на соединение концов) (с.121 [7.7])
 
 
 
 

    Округляем до стандартного значения (Примечание, Таблица 7.7, с.131) 
     
     
     
     

  1. Уточняем  межосевое расстояние a, мм (с.130 [7.27])
 
 
 

    ; . 
     
     
     

  1. Угол обхвата  меньшего шкива , град (с.130 [7.28])
 
 
 
 
  1. Необходимое число ремней z для заданной мощности (с.135 [7.29])
 
 

    - мощность, кВт, допускаемая  для передачи одним  ремнем (Таблица 7.8, с.132-134);

    - коэффициент, учитывающий  влияние длины  ремня (Таблица  7.9, с.135);

    - коэффициент режима  работы (Таблица 7.10, с.136);

    - коэффициент угла  обхвата: 

      180 160 140 120 100 90 70
      1,0 0,95 0,89 0,83 0,82 0,68 0,56
 

    - коэффициент, учитывающий  число ремней в  передаче: 

    z 2-3 4-6 Св. 6
      0,95 0,90 0,85
 

    Для удобства эксплуатации передачи рекомендуется  ограничивать ; если же получается , то следует увеличить и соответственно или перейти к большему сечению ремня. 
     
     

  1. Предварительное натяжение ветвей клинового ремня  (с.136 [7.30])
 
 
 

      – расчетная скорость  ремня,  (с.121 [7.8]) 
     

      в метрах 
     
     
     
     

    - коэффициент, учитывающий  центробежную силу, :

    При сечении О А Б В Г Д
    ϴ 0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9
 
 
 
  1. Сила, действующая  на валы , Н (с.136 [7.31])
 
 
 
 
  1. Рабочий ресурс ремней , ч (с.136 [7.32])
 
 

  – 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.

  1. 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

 
 
 
 
 
 
 

   - коэффициент безопасности (;

  – коэффициент долговечности (.

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
  1. Допускаемые напряжения изгиба для  материала зуба
 
 
 

   - предел выносливости  зубьев:

   

 
 
 
 
 

   - коэффициент безопасности (

    – коэффициент,  учитывающий влияние  приложения нагрузки (при  одностороннем приложении  нагрузки );

    – коэффициент  долговечности зубьев ( =1,0…2,1)

 
 
 
 
 
  
  1. Крутящий  момент на валах в  редукторе
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  1. Расчет  цилиндрической зубчатой передачи
 
  
  1. Межосевое расстояние передачи
 
 

    – коэффициент  (для косозубых  передач );

    – коэффициент  неравномерности  распределения нагрузки  по ширине зубчатого  венца (;

    – коэффициент  ширины венца зубчатого  колеса (зависит от  положения колес  относительно опор) принимается:

  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

 
 
 
  
  1. Ширина  зубчатого венца
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
  1. Диаметр ступиц валов под  шестерню и колесо ( определяются из условия прочности по касательным напряжениям
 
 
 

    – допускаемое  касательное напряжение (;

   - полярный момент  сопротивления (.

 
 
 
 
 
 
 
 
 

  Полученные  значения округляем  по ГОСТ 6636-69

 
 
 
 
  
  1. Модуль  зубьев
 
 

   - коэффициент, зависящий  от вида передачи (для косозубой =5,8);

    соответствует меньшему из значений .

 
 
 
 
 
 
 

  Из  полученного диапазона ( ) модулей принимаем меньшее значение, согласуя его со стандартным значением по    ГОСТ 9563-60.

 
 
 
  
  1. Минимальный угол наклона зубьев (для  косозубой и шевронных передач)
 
 
 
 
 
 
  
  1. Суммарное число зубьев
 

  для косозубой и шевронной  передач:

 
 
 

   - наибольшее допустимое  количество зубьев (

 
 
 
  
  1. Фактический угол наклона зубьев (для  косозубой и шевронной  передач)
 
 
 
 
 
 

  Для косозубых колес  .

 
  
  1. Число зубьев шестерни и  колеса
 
 
 
 
 

  Для косозубых и шевронных

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
  1. Фактическое передаточное число
 
 
 
 
  
  1. Делительные (начальные диаметры)
 

  для косозубой и шевронной  передач:

 
 
 
 
 
 
  
  1. Уточняем  межосевое расстояние
 
 
 
 
 
  
  1. Диаметр вершин зубьев
 
 
 
 
 
  
  1. Окружная  сила в зацеплении
 
 
 
 
 
  
  1. Радиальная  сила в зацеплении
 

  для косозубых и шевронных  колес:

 
 
 

   - стандартный угол  зацепления.

 
 
 
  
  1. Проверка  соблюдения условия  прочности по контактным напряжениям:
 

  для косозубой и шевронной  передач:

 
 
 

   - коэффициент, учитывающий  неравномерность  распределения напряжения  между зубьями  (

 
 
 

  Условие прочности имеет  вид:

 
 
 

   = 810 МПа

 
 
 

  Условие выполняется

  1. Сравнительная прочность на изгиб
 
 
 

    – коэффициент  формы зуба, зависящий  от числа зубьев   (ГОСТ 21354-75).

 
 
 
 
 
 
  
  1. Проверка  соблюдения условия  прочности по напряжениям  изгиба (производится по наименьшему значению из ).
 
 
 

    – коэффициент,  учитывающий наклон  зуба:

 

    – коэффициент  неравномерности  распределения нагрузки  между зубьями:

  для косозубых и шевронных  колес ;

    – коэффициент  неравномерности  распределения нагрузки  по ширине зубчатого  венца (;

    – коэффициент  динамичности:

  для косозубых и шевронных  .

 
 
 
 
 

   - условие выполняется.

 
 
 
 
 
 
  
  1. Диаметры  впадин
 
 
 
 
 
 
  
  1. Длины ступиц
 
 
 
 
 
  
  1. Наружные  диаметры ступиц
 
 
 
 
 
 
  
  1. Диаметры  валов
 
 
 
 
 
  
  1. Толщина обода зубчатого  венца
 
 
 
 
 
  
  1. Толщина диска
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  1. Расчет  цепной передачи.
 
  
  1. Уточняем  исходные параметры  цепной передачи:
 

   - передаваемая мощность

   

   - передаточное число

   - угловая скорость  ведущего вала

   - угловая скорость  ведомого вала

   - частота вращения ведущего вала

    - частота вращения ведомого вала

   - угол наклона передачи  к горизонту

   

   

 
  
  1. Рассчитываем  шаг цепи
 
 
 
  
  1. По  ГОСТ 13568-75 принимаем  соответствующую  приводную цепь, предварительно наметив шаг цепи: t=30 мм
 

  Цепь:

  мм

  мм

    мм

  мм

   - разрушающая нагрузка

   - опорная поверхность  шарнира

   - масса 1м цепи

 
  
  1. Рассчитываем  число зубьев малой (ведущей) звездочки
 
 
 
 

  Округляем до целого в большую  сторону:

 
 
  
  1. Вычисляем число зубьев большой (ведомой) звёздочки
 
 
 

  Округляем до целого в меньшую  сторону:

 
  
  1. Уточняем  передаточное число (отношение)
 
 
 
 
  
  1. Вычисляем (принимаем) ориентировочное  межосевое расстояние
 
 
 
 
  
  1. В зависимости от и t определяем численное значение допускаемого давления в шарнирах цепи по таблице
 
 
 
  
  1. Рассчитываем  коэффициент эксплуатации
 
 
 

    –  коэффициент  динамической нагрузки (

    – коэффициент  межосевого расстояния (

    – коэффициент  метода смазывания (

    – коэффициент  наклона линии  центров звездочки  к горизонтали  (

    – коэффициент  режима работы (

    – коэффициент  регулирования натяжения  цепи (.

 

  Значения  коэффициентов принимаем  по таблице в зависимости  от условий эксплуатации

 
 
  
  1.   Вычисляем среднюю  окружную скорость  цепи
 
 
 
 
  
  1. Определяем  значение окружной силы
 
 
 
 
 
  
  1.   Рассчитываем величину  давления в шарнирах  цепи и сравниваем  с допустимым значением
 
 
 

   - площадь опорной  поверхности шара,

 
 
 
 

  Условие выполняется.

 
  
  1. Вычисляем длину цепи в шагах
 
 
 
 
 

  Полученное  значение округляем  до целого четного  числа

 
 
 
  
  1.   Определяем фактическое  межосевое расстояние  при выбранной  длине цепи 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
  1.  Рассчитываем нагрузку на валы звездочек
 
 
 

    – коэффициент  нагрузки вала (;

 
 
 

    – коэффициент  провисания цепи, зависящий от угла  наклона линии  центров звездочек  (при 0̊   0̊…40̊ - 3; 40̊…90̊ - 1);

  g – ускорение свободного падения (g = 9,81м/);

   - масса 1м цепи  в кг.

 
 
 
 
 
 
  
  1.   Определяем фактический  коэффициент запаса  прочности и сравниваем  его с допускаемым  значением
 
 
 

   - разрушающая нагрузка, Н;

   - полное усилие  в ведущей ветви  цепи:

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  Условие соблюдается.

 
 
 
 
  1. Проектный расчет валов редуктора.
 

  Первый  вал

 
  
  1. Определяем  диаметр выходного  конца вала
 
 
 
 
 
 

Округляем по таблице до стандартного большего

 
 
  
  1. Диаметр под подшипники
 
 
 
 
  
  1. Диаметр под зубчатое колесо

 

 
 
  
  1. Диаметр упорного буртика
 
 
 
 
  
  1. Определяем  размеры шпоночных  пазов по таблице, в зависимости  от диаметра
 

  Для зубчатого  колеса:

                         ширина = мм;

                         глубина = мм.

 

Для выходного конца:

                         ширина = мм;

                            глубина = мм.

  Второй  вал

 
 
  
  5. Для зубчатого колеса:

                           ширина = мм;

                         глубина = мм.

  Для выходного конца:

                             ширина = мм;

                         глубина = мм.

 
  1. Предварительная компоновка редуктора
 
 
 
 
 
 

       Предварительная ширина подшипников = 20 мм

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  1. Проверочный расчет вала редуктора
 
  
  1. Крутящий  момент
 
 
 
  
  1. Усилия  в зацеплении колес:
 

  Для цилиндрической передачи

 
 

  Для цепной передачи

 
 
 
  
  1. Вычисляем реакции опор
 

  В плоскости XOY

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  Производим  проверку по моментам относительно точки В

   

 
 
 
 
 
 

  В плоскости XOZ

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  Проверка

 
 
 
  
  1. Вычисляем значения изгибающих и крутящего моментов для построения эпюр

   

  Изгибающие  моменты:

  для плоскости XOY

 
 
 
 
 
 
 
 
 

  для плоскости XOZ

 
 
 
 
 
 
 
 

  Крутящий  момент

 
 
 
 
  
  1. Определяем  наибольший изгибающий момент
 
 
 
 
 
  
  1. Вычисляем нормальное и касательное  напряжения в наиболее опасном сечении  вала (в точке В)
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
  
  1. Рассчитываем  коэффициент запаса прочности
 
 
 
 
 
 
 
 

    – предел выносливости  для нормализованной  стали ;

  = 44,9 МПа;

  = 0;

   - вычисляем по эмпирической  формуле :

Кинематический расчет и выбор электродвигателя 📙 Реферат → 🆔 117840

Кинематический расчет и выбор электродвигателя 📙 Реферат → 🆔 117840