125443 (Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу)
Описание файла
Документ из архива "Розрахунок і проектування зубчато-пасового приводу", который расположен в категории "". Всё это находится в предмете "промышленность, производство" из , которые можно найти в файловом архиве . Не смотря на прямую связь этого архива с , его также можно найти и в других разделах. Архив можно найти в разделе "курсовые/домашние работы", в предмете "промышленность, производство" в общих файлах.
Онлайн просмотр документа "125443"
Текст из документа "125443"
Міністерство освіти та науки України
Національний Технічний Університет “ХПІ”
Кафедра деталей машин і прикладної механіки
КУРСОВА РОБОТА
“Розрахунок і проектування
зубчато-пасового приводу”
Виконав: ст. групи
Перевірив:
Харків, 2006
1. Вибір електродвигуна
Вихідні дані: = 4,5 кВт;
= 175 об/хв;
= 2,25.
1.1 Визначення загального ККД привода:
= = 0,96 0,98 0,992 = 0,92;
де m – число пар підшипників.
1.2 Визначення необхідної потужності ЕД.:
= (кВт).
1.3 Визначення частоти обертання двигуна в першому наближенні:
= 11 11 = 1925 (об/мин).
Використовуючи таблицю 2 [1], вибираємо електродвигун 4А100S4У3;
= 5,5 кВт; = 1445 об/мин;
1.4 Розбиваємо загальне передатне відношення між передачами:
= = = 8,26; = ; = 2…4; =2…5;
Приймаю = 4,13 тоді: = = = 2,0
1.5 Заповнюю таблицю 1:
Таблиця 1
№ | Параметр | Розмірність | Вал ЕД | Вхідний вал I | Вихідний вал II |
1 | N | кВт | 4,9 | 4,65 | 4,5 |
2 | n | об/мин | 1445 | 722,5 | 175 |
3 | T | Hм | 32,4 | 61,46 | 245,6 |
4 | Dmin | мм | 32 | 30 | 45 |
= = = ; = = 0,96 0,99 4,9= 4,65 (кВт);
= ; = = = 722,5; T = 9550 ; = 9550 = 32,4 (Hм); = 9550 = 61,46 (Hм);
= 9550 =245,6 (Hм). d ; k = 5,7 ;d = 5,7 = 18,1 (мм);
d I = 5,88 = 23 (мм); d II = 5,88 = 36 (мм).
2. Розрахунок пасової передачі
Вихідні дані (із таблиці 1):N1 = 4,9 кВт;
n1 = 1445 об/мин;
Up = 2,0;
T1= 32,4 Hм.
2.1 По таблиці 2.12[1] вибираю перетин паса, використовуючи передостанній стовпець T5, так щоб значення Т1 було більше. Виходячи з цього, вибираю нормальний тип паса – А;
bp = 11 мм; y0 = 2,8 мм; h = 8 мм; dpmin = 90 мм; b0 = 13 мм;q = 0,10 кг/м.
2.2 З метою підвищення довговічності приймаю мінімальний розрахунковий діаметр шківа не 90 мм, а наступне за ним стандартне значення, тобто: dp1 = 100 мм.
2.3 Обчислюю розрахунковий діаметр відомого шківа:
dp2 = dp1 Up(1 – s ),де s = 0,02; dp2 = 100 2,0(1-0,02) = 196 мм;
з таблиці 2,21 [1] вибираю найближче стандартне значення, тобто dp2 = 200 мм.
2.4 Обчислюю колову швидкість паса:
7,56 (м/с).
2.5 Обчислюю міжосьову відстань пасової передачі в першому наближенні:
2.6 Визначаю розрахункову довжину паса в першому наближенні
Стандартна довжина паса в першому наближенні: L1 ст =1000 мм
2.7 Визначаю довжину паса в другому наближенні з умови числа пробігів, що допускається:
Умова довговічності не виконується
Приймаємо довжину паса з умов довговічності:
1,5 м Приймаємо стандартну довжину паса: L2ст = 1600 мм
2.8 Обчислюю міжосьову відстань, що відповідає другому стандартному значенню
(мм)
2.9 Визначаю мінімальну й максимальну міжосьові відстані, що відповідають вимогамексплуатації.
2.10 Обчислюю кут обхвату на ведучому шківі
1 = 180 – 60 180 – 60 >[1] = 110
2.11 Визначаю еталонну довжину ременя, стор. 28 табл 2.15 [1]
L=1600 мм
2.12 По табл. 2.19 [1] визначаємо коефіцієнт CL методом інтерполяції.
CL=0,977
2.13 Вихідна потужність при dp1 =100 мм та VT =7,5 м/с дорівнює (по табл. 2.15)
N0 = 1,275 кВт –методом інтерполяції
2.14 Коефіцієнт кута обхвату С визначаю по таблиці 2.18 [1] С = 0,97
2.15 Виправлення до обертального моменту на передатне відношення, табл. 2.20 [1]
Tu = 1,1(Hм)
2.16 Виправлення до потужності: Nu = 0,0001Tu nед = 0,00011,11445 = 0,16 кВт
2.17 Коефіцієнт режиму роботи (по табл. 2.8): Cp=0,73
2.18 Визначаю допуск. потужність на один пас:
[N] = (N0CLC+Nu)Cp = (1,2750,9970,97+0,16)0,73 = 1,005 кВт
2.19 Визначаю число пасів:
2.20 Коефіцієнт числа ременів стор.28 [1]: CZ=0,95
2.21 Дійсне число пасів у передачі дорівнює: приймаю Z' = 5
2.22 Визначаю силу початкового натягу одного клинового паса по формулі:
2.23 Визначаю зусилля, що діє на вали передачі по формулі:
2.24 Розміри ободів шківів визначаю з таблиці 2.21
Lp=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм;
e=150,3 мм; f=10 мм;1=34о
r=1,0 мм; hlmin=6 мм;2=38о
2.25 Зовнішні діаметри шківів визначаю по формулах:
(мм)
(мм)
2.26 Ширину обода шківів визначаю по формулі:
(мм)
3. Розрахунок зубчастої передачі
3.1. Вибір матеріалу й розрахунок допустимих напружень.
3.1.1 По таблиці 3.12[1] вибираємо характеристики матеріалу. Твердість колеса повинна бути на 30 – 40 одиниць НВ менше твердості шестірні.
№ | Параметри | Шестерня | Колесо |
1 | Марка стали | Сталь 40Х | Сталь 45 |
2 | Твердість сердцевини | 245НВ | 200HB |
3 | Твердість поверхні | 58HRC | 50HRC |
4 | Термообробка | Загартовування ТВЧ | Нормализація |
5 |
| 800 Мпа | 450 МПа |
6 |
| 1000 МПА | 750 МПа |
3.1.2. Визначаю допустимі напруження згину для шестірні
=343 МПа
=600 МПа -межа витривалості (відповідає базової кількості циклів навантаження)
- Коефіцієнт безпеки
- Коефіцієнт, що враховує засіб здобуття заготовки
- Коефіцієнт, що враховує обробку перехідної кривої
- Коефіцієнт, чутливості метала до концентраторів напружень
=1,0 – Коефіцієнт, що враховує характер прикладення навантаження у випадку відсутності реверса
=1,0 - Коефіцієнт довговічності
3.1.3. Визначаю допустимі напруження згину для колеса.
=206 МПа
3.1.4. Визначаю допустимі напруження згину на шестірні, що діє при максимальних зусиллях.
МПа
3.1.5. Визначаю допустимі навантаження на колесо при дії максимального зусилля:
МПа
= 2500 МПа
3.1.6. Визначаю допустимі контактні навантаження для шестірні:
=945 МПа
=18HRC+150 - межа контактної витривалості
- коефіцієнт довговічності
- коефіцієнт безпеки
- коефіцієнт, що враховує шороховатість поверхні
- коефіцієнт, що враховує колову швидкість
3.1.7. Визначаю допустимі контактні навантаження для колеса:
=372 МПа
SH2=1.2; ZR=0.95;
KHL2=1.0; Zv=1.0;
3.1.8. Допустимі контактні навантаження
3.2 Проектний розрахунок зубчатої передачі.
3.2.1 Вихідні дані з таблиці №1 стовпець «Вхідний вал І»
N1 = 4,65 кВт n1 = 722,5 об/хв. T1 = 61,46 Hм = 4,13
3.2.2 – коефіцієнт розподілу навантаження між зубами.
3.2.3 Визначаю орієнтовно колову швидкість:
м/с
3.2.4 Приймаю коефіцієнт ширини вінця
3.2.5 Коефіцієнт розподілу навантаження по ширині вінця, береться по малюнку 3.14 [1]
3.2.6 – коефіцієнт динамічності, визначається по таблиці 3.16 методом
інтерполяції
3.2.7 ZM=275 МПа1/2 – коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалу:
3.2.8 ZH=1,76cos =1,76 – коефіцієнт, який враховує форму коліс, що сполучаються.
3.2.9 Приймаємо кількість зубців першої шестерні Z1=21, тоді
Z2=Z1UЗ=86,73 приймаємо Z2=87
3.2.10 - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних ліній
3.2.11 Визначаю наближене значення коефіцієнта торцевого перекриття
3.2.12 Підставляю отримані значення у вихідну формулу і визначаю мінімальний діаметр початкового кола шестірні:
3.2.11. Визначаю модуль зачеплення в першому наближенні:
Отриманий результат округляю у більшу сторону до найближчого стандартного значення по табл. 9, отже m=1.5
3.2.12 мм
Визначаю ширину вінця
b = bd d1 = 40.32мм
У результаті проведення проектувального розрахунку одержуємо:
Z1 = 21 m = 1.5 Z2 = 87bW = 40.32 мм
3.3. Геометричний розрахунок зубчастої передачі.
3.3.1 Визначаю ділильний кут профілю в торцевому перетині:
3.3.2 Визначаю кут зачепленню передачі:
,
Приймаю X1 = X2 =0 , тобто корекція зубцюватої пари відсутня
3.3.3 Визначаю міжосьову відстань:
мм
3.3.4 Обчислюю діаметри ділильного кола шестірні й колеса:
мм мм
3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубів шестірні й колеса
мм