ФИМ / ТНГМ / КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА по дисциплине: «Детали машин и приборов» на тему: «Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной передачи» Вариант 1.9
(автор - student, добавлено - 22-11-2013, 21:44)
СКАЧАТЬ:
Министерство образования и науки РТ ГБУ ВПО Альметьевский государственный нефтяной институт Кафедра: «Прикладной механики» КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА по дисциплине: «Детали машин и приборов» на тему: «Выбор электродвигателя. Расчет тихоходной передачи» Вариант 1.9 Альметьевск, 2011 Содержание 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………………3 2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи (тихоходной ступени редуктора)………………………………………………………………6 3. Список использованной литературы…………………………………11 4. Приложение 1………………………………………………………….12 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Тяговая сила цепи Fm=5 кН, скорость грузовой цепи υ = 0,65 м/с, шаг грузовой цепи р=100 мм,число зубьев звёздочки Z=9. Принципиальная схема механизма представлена в Приложении 1. Номинальная расчетная мощность: Общий коэффициент полезного действия привода: Требуемая мощность двигателя: По табл.1 по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4 А, закрытый, обдуваемый с наиболее оптимальной синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А112MB6УЗ с параметрами , скольжением S=5,1 %. Действительное число оборотов вала электродвигателя: Частота вращения барабана конвейера: Общее передаточное число: Произведем разбивку следующим образом: Примем по окончательному ряду Для тихоходной передачи редуктора который в нашем случае является цилиндрическим,передаточное число будет больше,чем для быстроходной. Тогда для конической передачи получим Частоты вращения и угловые скорости валов привода Вал I. n1= nдв=949 об/мин; Вал II. Вал III. 1.1.1. Мощность на валах с учетом КПД: 1.1.2. Крутящие моменты на валах: Сводная таблица результатов расчета параметров привода: n1=949 об/мин 2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи (тихоходной ступени редуктора) Рассчитать прямозубую открытую цилиндрическую передачу. Исходные данные: 1) момент на тихоходном валу редуктора 2) частота вращения III вала редуктора ; 3) передаточное число 2.1. Выбор материала. По табл 1[4] определяем марку стали: для шестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение твердость НВ1 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение твердость НВ2 200. 2.2. Расчет допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения Где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 2 [4] для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхности зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (нормализацией и улучшением) - коэффициент долговечности. При длительной эксплуатации примем коэффициент безопасности для материалов с однородной структурой Для прямозубых колес с небольшой разностью твердости зубьев за расчетное допускаемое контактное напряжение принимается меньшее их двух допускаемых напряжений. Так как твердость зубьев колеса меньше, поэтому расчет ведем для колеса. Допускаемое напряжение изгиба по формуле (3) [4] По табл.3 [4] для улучшенной стали при твердости НВ<350 Для колеса - коэффициент безопасности, где (по табл.3 [4] ), Следовательно - коэффициент долговечности по напряжениям изгиба. При длительной эксплуатации примем Допускаемое напряжение изгиба 2.3. Проектный расчет 1. Определяем межосевое расстояние по формуле: а) для прямозубых колес б) для прямозубых колес коэффициент ширины венца колеса рекомендуют ограничивать выбираем по ГОСТ 2185-66 [1,стр.36] в) передаточное число передачи г) при несимметричном расположении колес относительно опор примем Тогда межосевое расстояние Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшегопо ГОСТ 2185-66. Принимаем aω = 315 мм Ориентировочно определяем модуль зацепления: m = (0,01 ÷0,02) • aω = (0,01 ÷0,02) • 315 = (3,15 ÷6,3) мм Принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 4 мм (см.тбл.5) [4]. Суммарное число зубьев шестерни и колеса Z∑=Z1+Z2=(2• aω )/mn=(2·315)/4=157,5. Определяем число зубьев шестерни z3 и колеса z4: Фактическое передаточное число Uф и его отклонение от заданного Фактическое межосевое расстояние Основные размеры шестерни и колеса: Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно: d3 = m • z3 = 4•26=104 мм d4 = m • z4 = 4•131=524 мм Диаметры вершин зубьев и колеса соответственно: da3 = d3 + 2 • m= 104 + 2 •4 = 112 мм; da4 = d4 + 2 • m= 524 + 2 • 4 = 532 мм; Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно: df3 = d3 – 2,4m= 104 – 2,4 • 4= 94 мм; df4 = d4 – 2,4 m= 524 – 2,4 • 4 = 514 мм; Ширина венцов b4 = aω • ψba = 315 • 0,16 = 50,4 мм b3 = b4+ (2..4)мм = 50,4 + 4 =54,4 мм 2.4. Проверочный расчет Проверяем межосевое расстояние Проверяем контактные напряжения по формуле Где К=436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес; окружная сила в зацеплении окружная скорость колес коэффициент динамической нагрузки Проверка контактных напряжений Недогруз передачи не превышает 15%. 2.5. Определение сил в зацеплении В цилиндрической прямозубой передаче силы раскладываются на две составляющие: Окружная Радиальная Fr2 = Ft2 • tga = 2916 • tg20º = 1064,42 Н. Список литературы 1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин / С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др.– М.: Машиностроение, 2005. - 416 с. 2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - Калининград: Янтар. сказ, 2004. – 454 с. 3. Каримова Н.Г., Волкова О.Н. Детали машин и приборов: Методические указания по выполнению контрольных работ и организации самостоятельной работы . – Альметьевск: АГНИ, 2009.-36 с. 4. Марусина Н.Г. Расчет цилиндрической передачи. – Альметьевский государственный нефтяной институт, 2004. Приложение 1. Похожие статьи:
|
|