На бирже курсовых и дипломных проектов можно найти образцы готовых работ или получить помощь в написании уникальных курсовых работ, дипломов, лабораторных работ, контрольных работ, диссертаций, рефератов. Так же вы мажете самостоятельно повысить уникальность своей работы для прохождения проверки на плагиат всего за несколько минут.

ЛИЧНЫЙ КАБИНЕТ 

 

Здравствуйте гость!

 

Логин:

Пароль:

 

Запомнить

 

 

Забыли пароль? Регистрация

Повышение уникальности

Предлагаем нашим посетителям воспользоваться бесплатным программным обеспечением «StudentHelp», которое позволит вам всего за несколько минут, выполнить повышение уникальности любого файла в формате MS Word. После такого повышения уникальности, ваша работа легко пройдете проверку в системах антиплагиат вуз, antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru. Программа «StudentHelp» работает по уникальной технологии и при повышении уникальности не вставляет в текст скрытых символов, и даже если препод скопирует текст в блокнот – не увидит ни каких отличий от текста в Word файле.

Результат поиска


Наименование:


контрольная работа Прикладная механика

Информация:

Тип работы: контрольная работа. Добавлен: 06.09.2012. Сдан: 2012. Страниц: 6. Уникальность по antiplagiat.ru: < 30%

Описание (план):


Волгоградский филиал Российского
государственного  университета туризма  и сервиса 

ФИО студента _______________________________________________ 
 

Группа ___________ Курс ____________ Отделение заочное
Форма обучения: полная, сокращенная
Предмет ___________________________________
Работа № ________ Вариант  № _________________________
Преподаватель _______________________________________
Тема: _______________________________________________
Отметка преподавателя _______________________________
Дата проверки _________________ Оценка
Подпись преподавателя_______________________________ 
 
 
 
 
 
 
 

                                                              2011 

РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКОГО  ПРИВОДА 

     Исходные  данные технического задания на курсовой проект: мощность на выходном валу привода (редуктора) Р2 = 2,7 кВт, частота вращения этого вала n2 = 140 об/мин, передаточное число редуктора u = 4,4, тип колес - косозубые, расчетный срок службы привода Lh = 20000 час, характер нагрузки: близкая к постоянной, передача – реверсивная. 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 

    Определение потребляемой мощности
 
            Потребляемую мощность электродвигателя определяют по формуле (1.1)
        кВт ,
где Р2 = 2,7 кВт – мощность на выходном валу редуктора, общ – общий коэффициент полезного действия (КПД) привода, значение которого применительно к заданной конструктивной компоновке привода (см. рис. П.1.1)  определяем по формуле (1.2)
       Рис. П.1.1. Кинематическая схема привода:
     а – электродвигатель,  б – клиноременная передача, в – одноступенчатый редуктор
    

Здесь (см. табл.1.1)  = 0,96 – КПД клиноременной передачи, пк = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения, = 0,975 – КПД зубчатой цилиндрической передачи, Г 1 – коэффициент, учитывающий потери при перемешивании масла.
          Затем необходимо определить диапазон частот вращения вала электродвигателя. Поскольку в состав привода входят клиноременная и зубчатая передачи, то его общее передаточное число определяется как
.
      Здесь и u = 4,4 – передаточное отношение и передаточное число ременной и зубчатой передач соответственно;  nэл и n2 = 140 об/мин – частоты вращения вала электродвигателя и выходного вала редуктора.
      В механических приводах рекомендуется (см. табл.1.1) принимать  = 2…4; поэтому частота вращения вала выбираемого электродвигателя должна находиться в диапазоне
= 140•4.4•(2…4) = (1232…2464) об/мин .                                                             

    Выбор электродвигателя
 
         По каталогу (cм. табл. П.1) в соответствии с найденными значениями Рэл.тр и   выбираем электродвигатель асинхронный марки 4А90L4УЗ мощностью Рэл = 2,2 кВт      (соблюдая условие ) с синхронной частотой вращения вала nc = 1500 об/мин, которая находится в требуемом диапазоне изменений . Данный электродвигатель характеризуется скольжением ротора S = 5,1%,  имеет кратность пускового момента КП  = 2 (т.е. отношение величин пускового момента Тпуск к номинальному Тном )  действительная частота вращения nэл вала электродвигателя при номинальной нагрузке будет
nэл = nс(1 – s/100) = 1500(1 – 5,1/100) = 1440 об/мин.                                                           

1.3. Кинематический и силовой расчет привода 

           Общее передаточное число привода определим по формуле
uобщ = nэл / n2 = 1440/140? 10,29 ,
поэтому передаточное отношение ip проектируемой ременной передачи будет
      ip = uобщ / u = 10,29/4,4 ? 2,34 .
      Далее определяем значения частот вращения (об/мин) и угловых скоростей (рад/с или с-1) валов привода, мощностей (Вт) и вращающих моментов (Нм) на валах (i номер вала), используя зависимости:
      и     
при этом согласно кинематической схеме привода:
          и   ,    n1 = un2,        и    .
      Данные, полученные расчетом для каждого  вала передачи, сводим в табл. П. 1.1. 

      Таблица П.1.1 – Значения кинематических и  силовых параметров привода 

вала  
Наименование  вала
n, об/мин
, рад/с
Р, Вт
Т, Нм
0 Ведущий вал  ременной передачи 1440 150,7 2930 19,4
1 Быстроходный  вал редуктора 504 52,8 2785 52,7
2 Тихоходный  вал редуктора 140 14,7 2700 183,6
 
          2. Расчет клиноременной передачи 

      1.Вращающий момент на ведущем валу То = 19,4 Нм.
      2. Расчет выполняем для клиновых ремней нормального сечения. Для передачи этого вращающего момента рекомендуется использовать (см. рис. П.1 и табл. П.5) клиновые ремни сечения типа A, имеющего размеры:   bp = 11 мм,  h = 8,0 мм и А1 = 81 мм2.
     3. Расчетный диаметр меньшего шкива
                           мм.
      Принимаем по ряду Ra20 (cм. табл. П.4) ближайшее к верхнему пределу стандартное значение D1 = 140 мм, которое больше минимально допустимого D1,min= 90 мм для выбранного сечения (см. табл. П.5).
      4. Расчетный диаметр большего шкива.
      Примем  в предварительных расчетах значение коэффициента упругого скольжения ремня  ? = 0,015 (см. п. 2.3), тогда
              D2 = D1ip (1 – ?) = 140?2,34(1 – 0,015) ?323 мм.                                                                         В соответствии со стандартным рядом (см. табл.П.4) назначаем  D2 = 323 мм.
      5. Фактическое передаточное отношение передачи
                                    2,34
      6. Оптимальное межосевое расстояние
                                    мм,                                                                    что больше минимального значения, равного
                                   мм.
      7. Длина ремня
                            мм ,                                    где   мм ;
        мм2 .                                                  Принимаем стандартную длину ремня Lp = 710 мм (см. табл. П.4).
      8. Уточняем межосевое расстояние
  мм
      9.Угол обхвата ремнем малого шкива
                                                                      что больше минимально допустимого .
      10. Частота пробегов ремня
                                      П  =  ?/Lp =  4,5 /(2000?10-3 ) = 9 с-1  < [П] = 10 с-1,                            где скорость ремня ? = 0,5 ?1D1 = 0,5?64?140?10-3 = 4,5 м/с.
      11. Исходное полезное напряжение
                         
где Ki = 1,14 – 0,14 e2,43(1 – ip) ? 1,14   при ip = 3,65.
      12.Допускаемое полезное напряжение
                                    МПа,                                        где         ;
                  Cp = 1 – 0,1Kp = 1 – 0,11 = 0,9 ,                                                                              где по условию задачи при кратковременной перегрузке в 100% (КП  = 2) принято Kp = 1.
     13. Окружная сила
                                    Ft = 2Tо/D1 = 2 • 19,4•103/140 = 277 Н.
      14. Необходимое число ремней
                                                                                                                   С учетом неравномерности распределения нагрузки между ремнями в многоручьевой передаче (см. форм. 2.31) принимаем  Cz = 0,95, тогда число ремней будет
                                                 z = z?/Cz = 1,27/0,95 = 1,33.                                                         Окончательно принимаем 2 ремня А-1800 Ш ГОСТ 1284.1 – 80.
      15. Рабочий коэффициент тяги
                                                                                  
где ?Т = 0,67 – исходное значение коэффициента тяги.
      16. Силы, действующие в передаче:
             натяжение от центробежных сил
                                                                          
где ? = 1,25 г/см3 – плотность материала ремня;
             натяжение ветвей одного ремня
                                     
                                                                                      
где согласно ф.(2.23)          q  =  ef’1  =  ;
     предварительное натяжение одного ремня (с учетом центробежной силы)
      Fо = 0,5 (F1 + F2) + F? = 0,5(199 + 61) + 1 = 131 H.
      17. Сила, действующая на вал
      Fp ? 2Fo z sin(?1/2) = 2•131•2•sin(1630/2) ? 519 H. 

3. Расчет цилиндрической  зубчатой передачи  

      Исходными данными для расчета зубчатой передачи являются: вращающий момент на тихоходном валу = 184 Нм, частота вращения этого вала = 140 об/мин, передаточное число u = 4,4, тип колес – косозубые (или прямозубые), расчетный срок службы привода = 20000 час, характер нагрузки (указывается режим нагружения, например: нагрузка близкая к постоянной); передача – реверсивная (или нереверсивная). 

3.1. Выбор материала  зубчатых колес 

      Если  техническим заданием предусматривается  расчет прямозубых цилиндрических колес, то в качестве материала для них можно взять единую марку стали, например, сталь 45, при этом поковка для шестерни диаметром до 90 мм в состоянии улучшения будет иметь (см. табл. П.8) твердость НВ1 = 230НВ,   ?Т  = 440 МПа и ?в = 780 МПа;  прочностные свойства заготовки для колеса можно оставить прежними. 

      3.2. Назначение допускаемых напряжений 

      Допускаемые напряжения при расчете зубьев на контактную выносливость и усталость при изгибе определяются по формулам (3.1) и (3.3):
             и      ,
где и – базовые пределы контактной выносливости поверхностей зубьев и выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба соответственно; и – коэффициенты долговечности и коэффициенты безопасности при расчете на контактную выносливость и усталость при изгибе соответственно; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья: для реверсивных передач = 0,7…0,8, а для нереверсивных – = 1.
      Значения  указанных параметров и коэффициентов  находим отдельно для выбранных  материалов шестерни (с индексом 1) и  колеса (с индексом 2), для чего используем зависимости, приведенные в табл. П.9:
      
           Поскольку проектируемая передача  – реверсивная, с повышенным  ресурсом эксплуатации (Lh = 20000 час) и средняя твердость материала колес не превышает 350НВ, принимаем: , , = 0,75. Тогда
      
          Результаты всех вычислений для  косозубых (и прямозубых) колес  заносим табл.П.3.1. 

Таблица П.3.1 –  Значения параметров, используемых при расчете допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
Прямозубая  цилиндрическая передача
№ п/п Наименование Материал  и термообработка
 
НВ
 
 
МПа МПа
1 Шестерня Ст.45, улучшен. 230 530 414 1,1 1,75 482 177  
409
2 Колесо Ст.45, улучшен. 200 470 360 1,1 1,75 427 154
 
 
      3.3. Проектный расчет зубчатой передачи 

      3.3.1. Определение межосевого расстояния и назначение модуля зацепления 

      Межосевое расстояние aw (главный параметр) передачи определяем из условия обеспечения контактной прочности рабочих поверхностей зубьев, используя форм.(3.4)
      
      в которой коэффициент принимают равным 49,5 при расчете прямозубых цилиндрических колес
      При расчете прямозубой передачи с теми же силовыми и кинематическими параметрами, принимаем Ка = 49,5,  ?ва = 0,4,  КНb  = 1,05 и [?н] = 409 МПа; тогда после соответствующих вычислений получаем  aw = 142 мм  и в соответствии со стандартным рядом по СТ СЭВ 229-75 (см. табл. П.10) назначаем aw = 160 мм. 
     При выборе модуля прямозубого зацепления необходимо предусмотреть, чтобы отношение 2aw/m было целым числом, поскольку оно равно сумме зубьев шестерни и колеса; поэтому принимаем m = 3 мм, что так же удовлетворяет условию (3.5). 

      3.3.2. Определение чисел зубьев колес 

      При назначении чисел зубьев Z1 и Z2 колес
     В прямозубом цилиндрическом зацеплении b = 0о, поэтому вначале найдем суммарное число зубьев в передаче
       , а затем и   .
      Принимаем , тогда , и фактическое передаточное число передачи составит:  u = Z2/Z1 = 87/20 = 4,35,  что менее чем на  2%  отличается от требуемого техническим заданием (при нормативном – 4%). 

      3.3.3. Определение основных геометрических  параметров зубчатых колес 

 
 
 
 
 
 
 
 
 

 Рис. П.3.1. Основные геометрические параметры 
                цилиндрической зубчатой передачи
     Основные  геометрические параметры цилиндрической  зубчатой передачи показаны на  рис. П.3.1. Ширину  венца зубчатых колес, диаметры окружностей: делительной (d), впадин (df) и вершин (da) зубьев определяем по формулам табл.3.3 и результаты расчета отдельно для шестерни и колеса заносим в табл. П.3.2 
 
 
 

Таблица П.3.2 –  Основные расчетные параметры
проектируемых цилиндрических зубчатых передач (при  0,4) 

п/п
 
Название  параметра
Расчетная формула
Значения  параметров (в мм) в зацеплении
прямозубом
шестерня колесо
1 Число зубьев 20 87
2 Модуль зацепления m (mn) 3,0
3 Угол наклона  зубьев ? 0о
4 Межосевое расстояние  
160
5 Ширина венца  
71
 
64
6 Диаметр делительной  окружности  
60
 
261
7 Диаметр окружности впадин 52,5 253,5
8 Диаметр окружности вершин 66 267
        Примечание.  Размеры ступицы колес рассчитаны ниже, и результаты расчета приведены  в табл.П.4.1. 
       

3.3.5. Силы в  зацеплении колес 

      Составляющие  нормальной силы Fn , действующей в зацеплении зубчатых колес, определяем по формулам табл. 3.2 и результаты расчетов заносим в табл. П.3.3:  

      Таблица П.3.3 – Значения сил в зацеплении колес (при aw = a  = 20°)
п/п
Название  силы
Расчетная формула
Значение силы (в Н) в зацеплении колес
прямозубые
1 Окружная 1410
2 Радиальная 520
3 Осевая
 
      3.3.6. Проверка зубьев колес на контактную выносливость 

      Расчет  производится с целью исключения возможности выкрашивания рабочих  поверхностей зубьев. При найденных  выше значениях параметров зубчатой передачи определяем рабочее контактное напряжение и сравниваем его с расчетным допускаемым контактным напряжением ; при этом используем зависимость (3.8):
       .
      Для определения расчетных значений коэффициентов, входящих в эту формулу, вычисляем окружную скорость колес
      ? = 0,5d1?1 = 0,5•66,79•10-3•41,9 = 1,4 м/с,
по которой (см. табл. П.7) назначаем 9-ю степень точности их изготовления: = 9.
            Коэффициент динамичности нагрузки  : согласно табл. П.11 = 1,09 – прямозубой (при окружной скорости колес ? = 1,8 м/с);
. В прямозубой передаче при её параметрах и найденных значениях расчетных коэффициентов:
< 427 МПа.
      Недогрузка этой передачи составляет 16,5% , что меньше нормативного показателя в 20% для прямозубых передач и поэтому допустима.
и т.д.................


Перейти к полному тексту работы


Скачать работу с онлайн повышением уникальности до 90% по antiplagiat.ru, etxt.ru или advego.ru


Смотреть полный текст работы бесплатно


Смотреть похожие работы


* Примечание. Уникальность работы указана на дату публикации, текущее значение может отличаться от указанного.