Добавил:

Mehanik Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Санкт-Петербургский государственный электротехнический университет "ЛЭТИ"

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

0028 / рпз

.pdf

Скачиваний:

Добавлен:

10.02.2023

Размер:

419.59 Кб

Скачать

☆

1 / 31 2 3 > Следующая >>>

1.ВВЕДЕНИЕ

В основу методики работы над проектом вчетырех стадиях проектирования (техническом задании,эскизном,техническом проектах и рабочей документации) положено его деление на ряд последовательно решаемых задач.Это систематизирует работу над проектом; создается необходимая ритмичность его выполнения,которая обеспечивает своевременность как сдачи отдельных задач,так и защиты проекта.

Проектирование это разработка общей конструкции изделия. Конструирование это дальнейшаядетальнаяразработка всех вопросов,решение

которых необходимо для воплощения принципиальной схемы вреальную конструкцию.

Проект это документация,получаемая врезультате проектирования и конструирования.

Правила проектирования и оформления конструкторской документации стандартизированы.ГОСТ2.103-68устанавливает стадии разработки конструкторской документации на изделиявсех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание,техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается),эскизный проект,технический проект,рабочая документация.

Техническое задание на проект содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции,предъявляемые к ней эксплутационные требования,режим работы,ее основные характеристики (геометрические,силовые, кинематические и др.).

Эскизный проект (ГОСТ 2.119-73) разрабатываетсяобычно внескольких (или одном) вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом,врезультате которого отбираетсявариант дляпоследующей разработки.

Технический проект (ГОСТ 2.120-73) охватывает подробнуюконструктивную разработкувсех элементовоптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений,рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочаядокументация заключительная стадия Работая над проектом,следует провести краткое описание работы привода,то есть

произвести кинематические расчеты,определить силы,действующие на звеньяузла, произвести расчеты конструкции на прочность,выбрать соответствующие материалы, указать преимущества и недостатки,а также особенности конструкции и расчета.

Работу проводить,используя действующие стандарты,нормали и справочную литературу.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1. Исходные данные

2.1.1.Мощность на выходном валу (2): P2 = 1.2кВт;

2.1.2.Частота вращения выходного вала (2): n2 = 200 об/мин;

2.1.3.Срок службы: L = 11000часов;

2.1.4.На рис.1 приведена кинематическая схема привода в соответствии с заданием

Рис.1 Кинематическая схема

привода

2.2. Определение мощностей, передаваемых валами.

2.2.1 Передаваемым валом 2 по заданию (P2)

P2 = 1.2

кВт

2.2.2. Значения ηi для каждой передачи принимаем по рекомендациям см.

[1, 6]

а) η1 = 0.96 - КПД зубчатой передачи в закрытом корпусе между валами 1-2;

г) ηпод = 0.99

- одной пары подшипников.

2.2.3 Общий КПД привода:

η = ηпод2 η1 = 0.992 0.96 = 0.941

[1, 5] тогда:

Вал 2: P2 = 1.2

кВт

Вал 1: P1

1.2

= 1.28

кВт;

0.941

2.3. Выбор электродвигателя

2.3.1. Выбор электродвигателя ведем из условия:

Pдв.ном ≥ Pдв.тр

где

Pдв.тр - требуемая мощность электродвигателя

Pдв.ном - мощность двигателя, указаннаяв каталоге на двигатели

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Pдв.тр = P1 = 1.28 кВт

2.3.2. Характеристика принятого двигателя типа IM3081.

По таблице 24.7 [2, 457] по требуемой мощности выбираем трехфазный асинхронный электродвигатель АИР132M4 единой серии АИР с короткозамкнутым ротором, с мощностью

Pэдв = 1.5кВт, dэл = 24мм, Kп_н = 2синхронной частотой вращения nсин = 1000об/мин и

скольжением

s = 7

%, закрытый, обдуваемый.

2.3.3. Скорость

двигателя

вала

= n

син

− n

= 1000 − 1000

= 930.0

об/мин;

[1, 8]

100

син 100

2.4. Разбивка передаточного числа привода .

2.4.1. Требуемое передаточное число привода .

Uобщ

930.0

= 4.65

[1, 8]

200

2.4.2. Передаточное число привода представим в виде

Uобщ = U1_2

см. [1, 8]

где

U1_2 := 4.5

- передаточное число зубчатой между валоми 3 и 4 передачи по ГОСТ 2185-66; [1, 36]

Uобщ_р = U1_2 = 4.5

Отклонение составит

U =

Uобщ − Uобщ_р

100

4.65 − 4.5

100 =

3.33

% находится в пределах

Uобщ_р

4.5

допустимых значений (-4% ≤

≤ 4%)

2.5. Расчет частот вращений валов

2.5.1. Используем зависимость

ni = ni/U i-1_i

[1, 5]

Вал 1:

n1 = 930

об/мин;

Вал 2:

n2 =

930.0

207.0

об/мин;

U1_2

4.5

2.5.2 Расчет угловых скоростей валов

= π·n /30

см. [1, 290]

ω1

π n1

π 930.0

97.4

-1

Вал 1:

;

ω2

π n2

π 207.0

21.7

-1

Вал 2:

;

2.6. Расчет крутящих моментов

Ti = Pi/ωi

см. [1, 290]

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

Вал 1:	T1		P1 103		1.28 103	= 13.1		Нм;
		=		=

			ω1		97.4
Вал 2:	T2		P2 103		1.2 103	= 55.3	Нм;
		=		=

			ω2		21.7
2.6.2. Расчет сведен в таблицу 1								Таблица 1.

Передаточное

Крутящий момент

Мощность на

Частота вращения

Угловая скорость

К.П.Д.

число

на валу, (Н·м)

валах, (кВт)

валов (об/мин)

вращения валов

передачи

T1 = 13

P1 = 1.3

n1 = 930

ω1 = 97.4

η1 = 0.96

U1_2 = 4.5

T2 = 55

P2 = 1.2

n2 = 207

ω2 = 21.7

2.7. Выводы

2.7.1. Расчеты Pi, Ti, ni, являются предварительными и могут бытьизменены и уточнены при

дальней - ших расчетах привода.

2.7.2. Данные таблицы 1 являются исходными данными для дальнейших расчетов.

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

3.Расчет цилиндрической зубчатой передачи междувалами 1-2.

3.1. Исходные данные:

T1 = 13 Н·м;

T2 = 55 Н·м;

n1 = 930 об/мин; n2 = 207 об/мин; U1_2 = 4.5

ω1 = 97.4 c-1;

Коэффициенты α1 := 10− 4 α2 := 0.4 α3 := 0.3 α4 := 0.3 β1 := 0.75 β2 := 0.4 KГ := 0.2 KС := 0.3

График нагрузки рис 6.

3.1.1.Время работы передачи: L = 11000 часов

3.1.2.Определение коэффициентов эквивалентности для графика нагрузки ():

						4			T2									4				β1 T2								4			β2 T2						4
	Kп_н T2								T2													β1 T2											β2 T2
NHE1	:= 60 L n1 L						α1 +													α2 +											α3 +									α4
NHE1	:= 60 L n1 L	T		2			α1 +				T				2					α2 +				T		2					α3 +				T		2			α4
				2											2											2											2
								2 55.3					4							− 4		55.3						4				0.75 55.3								4			0.4 55.3		4
								2 55.3								10				− 4	+	55.3						0.4			+	0.75 55.3									0.3	+	0.4 55.3			0.3
NHE1 = 60 11000 930.0 11000								55.3								10					+	55.3						0.4			+			55.3							0.3	+	55.3			0.3
NHE1 = 3.404× 1012								55.3														55.3												55.3									55.3
NHE1 = 3.404× 1012
					9				T2								9					β1 T2							9				β2 T2					9
	Kп_н T2								T2													β1 T2											β2 T2
NFE1	:= 60 L n1 L						α1 +													α2 +										α3 +											α4
NFE1	:= 60 L n1 L	T	2				α1 +			T				2						α2 +			T		2					α3 +					T	2					α4
			2											2											2											2
								2 55.3				9							− 4			55.3					9					0.75 55.3							9				0.4 55.3	9
								2 55.3							10				− 4		+	55.3						0.4			+	0.75 55.3								0.3		+	0.4 55.3		0.3
NFE1 = 60 11000 930.0 11000								55.3							10						+	55.3						0.4			+		55.3							0.3		+	55.3		0.3
								55.3														55.3											55.3										55.3

NFE1 = 3.199× 1012

3.1.3 Наработка (N):

C := 1 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за один его оборот;

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

NHG := 100 106	циклов - базовое число циклов напряжений; рис. 4.6							[4. 82]
			6			6
3.1.4. Коэффициент долговечности KHd1				NHG			100 106	= 0.176
		=				=
					NHE1		3.404270219625e12

3.1.5. Коэффициент долговечности по изгибу(KFd):

NFG := 4 106 - база изгибных напряжений;

KFd1 =

NFG

4 106

= 0.221

При любых значениях NHE коэффициент

NFE1

3.199030178604e12

контактной долговечности должен находиться в пределах 1 ≤ KFd1 ≤ 1.3

тогда примем

KFd1 = 1

3.2. Выбор материалов 3.2.1. Примем для шестерни сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

(полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит90 мм. т. 3.3 [1]) HB1 := 220

3.2.1. Примем для колеса сталь 45 ГОСТ1050-88 с термообработкой - улучшение твердость

HB2 := 180

3.2.1.4. Механические характеристики стали 45 для шестерни

		МПапредел прочности
	σв1 := 780	МПапредел прочности
	σT1 := 440	МПапредел текучести
для колеса
	σв2 := 690	МПа
	σT2 := 340	МПа

3.2.2. Допускаемые контактные напряжения для расчета на предотвращение усталостного выкрашивания и изгибным напряжениям.

для ведущего колеса

σHlimb1 = 2HB1 + 70 = 2 220 + 70 = 510.0МПа; табл. 3.2 [1. 34]

SH := 1.1

см. [1. 33];

σHadm1 =

σHlimb1

510.0

= 464.0

МПа;

[1. 292]

1.1

σFlimb1 := 700

МПа;

SF := 1.5

см [1. 44];

σFlimb1

σFadm1 =

700

= 467.0МПа;

1.5

для ведомого колеса

σHlimb2 = 2HB2 + 70 = 2 180 + 70 = 430.0МПа;

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

σHadm2 =

σHlimb2

430.0

= 391.0

МПа;

1.1

σFlimb2 := 700

МПа;

σFadm2 =

σFlimb2

700

= 467.0

МПа;

1.5

3.3.1. Определяем коэффициент нагрузки (KH,KF);

3.3.2 Предворительное значение окружной скорости по формуле (V'):

Cv := 15по табл. 4.9 [4. 95];

ψa := 0.315коэффициент ширины по табл. 3.3 [4. 53]; тогда:

T2 103

930.0

55.3 103

V' =

= 1.27

м/с;

103 Cv

U1_22 ψa

103 15 4.52 0.315

3.3.3 Степень точности по табл. 4.10 [4. 96]:

m := 8;

3.3.1.3 Отношение ширины колесо к диаметру шестерни:

= ψa

U1_2

+ 1

4.5 + 1

= 0.315

0.866

3.3.4 Коэффициенты нагрузки на контактную выносливость.

По таб. 4.7 (1. 93] определяем коэффициент концентрации KHβ0 := 1.17

x := 0.75 таб. 4.1 [4. 77].

KHβ := KHβ0 (1 − x) + x = 1.042

По рис. 4.7 [4. 92] определяем коэффициент распределения нагрузки KHα := 1.1 По таб. 4.11 [4. 96] определяем коэффициент динамичности: KHv := 1.1

тогда: KH := KHα KHβ KHv = 1.261

3.3.5 Коэффициенты нагрузки на изгибную выносливость

3.3.5.1 По таб. 4.8 [4. 94] определяем коэффициент концентрации: KFβ0 := 1.15

x := 0.5 таб. 4.1 [4. 77].

KFβ := KFβ0 (1 − x) + x = 1.075

3.3.6Определяем коэффициент распределения нагрузки: KFα := 1 [4. 92]

3.3.7По таб. 4.12 [4, 97] определяем коэффициент динамичности KFv := 1.04

тогда: KF := KFα KFβ KFv = 1.12

3.4.1 Предварительное межосебое расстояние по формуле: K := 270для косозубых передач

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

2 T

103

αw

= (U1_2 + 1)

270

55.3 10

= (4.5 + 1)

= 88.3мм

ψa

391.0 4.5

0.315

σHadm2 U1_2

см [4. 98]

Принимаем с соответствии с единымрядом глабных параметров [4,51] стандартное значение:

ГОСТ 2185-66 αw. := 130 мм

3.4.2 Действительная скорость по формуле:

2 αw. π n2

= 2 130 π 207.0

0.512м/с см [4. 98]

(U1_2 + 1) 60 103

(4.5 + 1) 60 103

5.4.3 Фактические контактные напряжения

b2 := 35мм - ширина колеса

σH

U1_2 + 1

270

4.5 + 1

55.3

103

= 237.0 МПа

270

T2 103

αw. U1_2

130 4.5

< σHadm2 = 391 МПа

[4. 98]

Недогруз (перегруз)

Δσ :=

σHadm2 −

σH 100 = 39.4

% не находится в пределах допустимых значений -5% < Δσ < 15%

σHadm2

5.5.1 Следующии этап - определение модуля.

5.5.2 Окружная сила по формуле

Ft2

T2 103 (U1_2 + 1)

55.3 103 (4.5 + 1)

= 520.0Н

см [1. 99]

αw. U1_2

130 4.5

Mодуль по формуле (mn):

ширина шестерни по формуле: b1 := 1.12 b2 = 39.2

примем b1. := 40мм;

для косозубых передач

3.5 Ft2 KFd1 KF = 0.11

мм;

см [1. 104]

b1. σFadm1

Полученное значение модуля округляем до ближайшего в соответствии с единым рядом главных

параметров [4, 53]; mn. := 2мм.

5.6 Определение чисел зубьев.

5.6.1 Угол подъема линии зуба:

β'

3.5 mn.

180

= asin

3.5 2

180

см [4. 100]

= asin

= 11.5

Суммарное число зубьев.

2 αw.

2 130

π =

mn.

cos β'

180

cos

11.5

180

127.0

см [4. 100]

примем Z := 127

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Окончательный угол подъема линии зуба:

Z mn.

180

127 2

180

β = acos

= acos

12.3

С см [4. 100]

2 αw.

130

Фактический коэффициент осевого перекрытия.

sin 12.3

εβ =

sin β

180

1.19

см [4. 105]

Число зубьев шестерни

Z'1 :=

23.091

U1_2 + 1

примем Z1 := 23 Число зубьев колеса

Z2 := Z − Z1 = 104

Фактическоепередаточнре число

U'1_2 := Z2 = 4.52 а принятое U1_2 = 4.5

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни (σF1): Приведенное число зубьев:

Zv1

= 24.7

cos

12.3

180

cos β

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

YF1 := 3.2

Коэффициент наклона зуба:

Yβ1

−

12.3

0.912

140

Тогда:

σF1

YF1 Yβ1

KFd1

3.2 0.912

520.0

1.12

21.2

МПа а допускаемое

σFadm1

467

МПа;

Ft2

40 2

σF2

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса (

Приведенное число зубьев:

Zv2

104

= 112.0

cos 12.3

180

cos β

180

Коэффициент формы зуба по табл. 4.13 [4. 101]

F2 := 3.1

Коэффициент наклона зуба:

Yβ2

−

12.3

0.912

140

Тогда:

Лист

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

σF2

YF2 Yβ2

KFd1

= 3.1 0.912

520.0

1.12

23.5

МПа а допускаемое

Ft2

35 2

σFadm2 = 467

МПа;

Условия прочности изгибу колес выполнено.

3.1 Геометрический рачсчет

Делительные диаметры:

шестерни:

d1 =

mn. Z1

2 23

= 47.1

мм; см [4. 108]

cos β

cos

12.3

180

колеса:

mn. Z2

2 104

= 213.0

мм;

cos β

cos 12.3

180

+ d

Проверяем условие

= 130.05

αw. = 130

мм

Диаметры вершин

колес;

шестерни

da21 := d1 + 2 mn. (1 + 0.1) = 51.5

см [4. 108]

колеса

da22 := d2 + 2 mn. (1 + 0.1) = 217.4

Диаметры впадин колес;

см [4. 108]

шестерни

df1 := d1 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 42.5

колеса

df2

:= d2 − 2 mn. (1.25 − 0.1) = 208.4

3.2 Усилия участвующие в зацеплении.

Окружное усилие

Ft1 := Ft2 = 520

Н см [4. 109]

Осевое усилие

Fa1

180

520.0

tan 12.3

113.0

Н см [4. 109]

Ft2 tan

180

tan 20

Радиальное усилие

= F

180

520.0

180

= 194.0

Н см [4. 109]

cos

12.3

180

Нормальное усилие

β 180

Fn1 =

Ft1

520

566.0

см [4. 109]

cos

cos 12.3

cos

cos β

180

Лист

Изм. Лист

№ докум.

Подпись Дата

1 / 31 2 3 > Следующая >>>

Соседние файлы в папке 0028

#
10.02.20231.29 Mб341.xps
#
10.02.202389.73 Кб35деталеровка1.frw
#
10.02.202388.54 Кб37деталировка_.cdw
#
10.02.20232 Mб34записка_мягков.xmcd
#
10.02.2023124.9 Кб36Привод.cdw
#
10.02.2023419.59 Кб35рпз.pdf
#
10.02.202389.79 Кб35Фрагмент.frw
#
10.02.202382.08 Кб35часть сборочного.cdw
#
10.02.202362.6 Кб35Эпюры валов.cdw