Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Кинематический и энергетический Расчёт приводаСтр 1 из 6Следующая ⇒
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные: Т3=437,247 Нм; ω2=90,899 с-1; ω3= 22,724 с-1; u =4; вид нагрузки- стационарный; реверсивность - не реверсивный; tp =8000 ч.
Выбор механических характеристик материала передачи и определение допускаемых напряжений
3.1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости. (таблица 5.2 [3]) Шестерня: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88); Сталь улучшенной обработки, твёрдость заготовки НВ 240, предел прочности σв = 780 МПа, предел текучести σт = 540 МПа, предел выносливости σ-1 = 335 МПа; Колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88); Сталь нормализованной обработки, твёрдость заготовки НВ 180,предел прочности σв = 600 МПа, предел текучести σт = 320 МПа, предел выносливости σ-1 = 260 МПа.
3.1.2 Число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма для зубьев шестерни N1=60·n1·tp=60·868,026 ·8000=69888000
для зубьев колеса N2=60·n2·tp=60·217·8000=17472000
3.1.3 Контактное напряжение для шестерни
для колеса
где σHlimb1 – предел выносливости зубьев при контактном напряжении, МПа для шестерни σHlimb1 = 2 НВ1 + 70 = 2∙240 + 70 = 550 МПа
для колеса σHlimb2 = 2 НВ2 + 70 = 2∙180 +70 = 430 МПа
SН – коэффициент запаса прочности, SН = 1,1; КНL – коэффициент долговечности: для шестерни КНL1= =1
для колеса
КНL2= =1
где NНО-базовое число циклов нагружения зубьев, для шестерни NНО1=30∙НВ2,4=30∙2402,4=15474913,67≤12∙107
для колеса NНО2=30∙НВ2,4=30∙1802,4=7758455,4≤12∙107
для шестерни = 500 МПа
для колеса = 391 МПа
Принимаю меньшее из допускаемых напряжений МПа
3.1.4 Напряжение изгиба для шестерни
для колеса
где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа для шестерни = 1,75 ∙ НВ1 = 1,75 ∙ 240 = 420 МПа
для колеса = 1,75 ∙ НВ2 = 1,75 ∙ 180 = 315 МПа
SF – коэффициент безопасности, SF = 1,6; KFC – коэффициент реверсивности, КFC = 1,0; КFL – коэффициент долговечности,
КНL1= =1
КНL2= =1 где NFO - базовое число циклов нагружений, NFO=4·106; = 262,5 МПа
= 197 МПа
Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса
3.3.1 Обод - внешние углы зубьев притупляются фаской: с≈ 0,5 ∙ me = 0,5 ∙ 7,88= 3,94 мм
- внешний диаметр вершин зубьев для шестерни dае1=172,89 мм; для колеса dае2=633,81 мм; - толщина S определяется по формуле: S = 2,5 ∙ me + 2 мм = 2,5 ∙ 7,88 +2 = 21,7 мм
- ширина базового торца зубчатого венца bт = (1,0…1,1) ∙ S = 1 ∙ 16 = 21,7 мм
- ширина зубчатого венца b = 90 мм
3.3.2 Диск - толщина диска “C” для конструкции зубчатых колёс принимается из соотношения С ≥ 0,25 ∙ b,C = 18 мм;
3.3.3 Конструирование ступицы для колеса - внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала dв, т.е. dст= dв=42 мм;
- наружный диаметр ступицы dст = 1,55∙ dв =1,55 ∙ 42 = 65,1 мм по Ra40 dcт = 66 мм
- длина ступицы lcт = (1,2…1,5) ∙ dв = 1,4 ∙ 42=58,8мм
для шестерни - внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала dв, т.е. dст= dв=24 мм; - наружный диаметр ступицы dст = 1,55∙ dв =1,55 ∙ 24 = 37,2 мм по Ra40 dcт = 38 мм
- длина ступицы
lcт = (1,2…1,5) ∙ dв = 1,4 ∙ 24=33,6мм
РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Компоновка редуктора Рисунок 2. Эскизная компоновка редуктора
B1=30 мм; b=90 мм; В2=122,5 мм;
l1=
;
l4=
Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора
Рисунок 3. Пространственная схема сил, действующих на валы редуктора.
ВЫБОР МУФТЫ
Муфты подбираю по расчётному крутящему моменту и диаметрам соединяемых концов валов. Расчётный крутящий момент
Тр = Кр ∙ Т ≤ [Т],
где Т – крутящий момент передаваемый валом, Т = 438 Н∙м; Кр – коэффициент режима работы, Кр = 1,15…1,2, для ленточных транспортёров, вентиляторов и воздуховодов, принимаем Кр = 1,2; [Т] – номинальный крутящий момент, который может передавать муфта определённого размера, принимаем [Т] = 710 (таблица 2.6 [3]).
Тр = 1,2 ∙ 438 = 525,6 Н∙м ≤ 710 Н∙м
По полученным данным по таблице 2.6 [3] принимаю Основные параметры муфты: D = 190 мм; L = 226 мм; l = 110 мм; Радиальное смещение н, не более 2 мм. Рисунок 7. Упругая втулочно-пальцевая муфта. КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВА. Шкивы ременных передач при окружных скоростях до 30 м/с изготавливают литыми из чугуна Сч 15. Шкив состоит из обода, на который надевается ремень; ступицы, которой шкив устанавливается на вал; диска или спиц, соединяющих обод со спицами.
3.1. Конструирование обода:
Ширина обода шкива В согласно (ГОСТ 23831-79) принимается, мм:
Принимаем ближайшее значение В = 32 мм из стандартного ряда (ГОСТ 7383-73). Обод шкива для приводных клиновых ремней нормальных сечений с размерами конструктивных элементов канавок показан на рис.3.1. Размеры профиля канавок шкивов должны соответствовать указанным на рис.3.1 и табл.1.16.[2].
Рисунок 8 - Размеры профиля канавок приводных клиновых ремней нормальных сечений.
Ширина обода шкива клиноременных передач определяется по формуле:
, где К – число ремней в передаче, значения е и f приведены в табл. 1.16.[2].
Наружный диаметр шкива клиноременной передачи вычисляют по формуле:
; для выбранного dр α=36°. Наружная ширина канавки шкива К*:
Толщина обода для чугунных шкивов:
3.2. Конструирование диска:
Толщина диска шкива С принимается:
3.3. Конструирование ступицы:
Т.к. рассчитываемый нами ведущий шкив насажен на вал двигателя, то диаметр вала рассчитаем из условия прочности, увеличив его на 10%, учитывая ослабление шпоночным пазом.
По табл. 1.3. [4] принимаем стандартный диаметр 28 мм.
Длина ступицы:
Диаметр ступицы для чугунных шкивов:
Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притупляют фасками, размеры которых зависят от диаметра ступицы и определяются по табл.1.17.[2]. Для нашего расчетного диаметра ступицы размеры фаски f = 1,2 мм.
СМАЗКА РЕДУКТОРА
Для обеспечения достаточной смазки коническое колесо погружают в масло на высоту зуба. Сорт масла выбирают по кинематической вязкости масла. При смазывании окунанием объйм масляной ванны принимают из расчёта 0,5…0,8 масла на 1 кВт предаваемой мощности.
Vм.в.= (0,5…0,8)∙Р=0,65∙10,56=6,9 м3 где Р – предаваемая мощность, кВт; Выбираем масло: И-Г-А-68 Расшифровка: И- индустриальное масло; Г – применяется для гидравлических систем; А – масло без присадок 68 – класс кинематической вязкости, т.е. кинематическая вязкость 61…75 мм2/с
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1 Сметанин А.С., Энергетический и кинематический параметры приводов машин: методические указания и справочные материалы к курсовому проектированию / А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Е.А. Богданов, Т.В. Цветкова.- 2 издание,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.- 61 с. 2 Е.А. Богданов, А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Расчёт и конструирование механических передач с гибкой связью: методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию: -2 издание,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.- 73 с. 3 Прокофьев Г.Ф. Механические передачи: учебное пособие / Г.Ф. Прокопьев, Н.И. Дундин, Н.Ю. Микловцик. – Архангельск: Изд-во Арханг.гос.техн.университета,2005.- 210 с. 4 Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения: Учебное пособие. – Архангельск: Изд-во Арханг. гос. техн. ун-та, 2003. – 104 с. 5 Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие. – Архангельск: Изд-во Арханг. гос. техн. ун-та, 2004.- 140 с.
КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА
Кинематический расчет привода сводится к выбору электродвигателя, к определению скоростей, условных мощностей и крутящих моментов на валах. По величине крутящего момента ведут проектный расчёт передач, определяют размеры деталей привода, подбирают стандартные изделия, проверяют на прочность как проектируемые детали, так и стандартные изделия.
1.1 Мощность на рабочем валу машины
Ррв= 8,5 к Вт
1.2 Определяем общий КПД привода
η= ηкзп· ηрем· ηпод· ηм=0,96·0,96·0,992·0,98=0,885
где ηкзп - КПД конической зубчатой передачи; ηрем - КПД ременной передачи; ηпод - КПД подшипников качения; ηм – КПД муфты.
1.3 Мощность на валу электродвигателя
кВт
Выбираем мощность электродвигателя Рэ=11 кВт (таблица 2[1]) и принимаем передаточные числа uкзп=4 и uрем=1,5, где uкзп – передаточное число конической зубчатой передачи; uрем – передаточное число ременной передачи.
1.4 Частота вращения рабочего вала
об/мин
1.5 Ориентировочная частота на входном валу привода
n' =nрв· uкзп· uрем=225·4·1,5=1350 об/мин
Согласно полученному значению n' подходит электродвигатель с n э=1447мин-1. Подбираем по расчётной мощности и частоте вращения электродвигатель асинхронный в закрытом исполнений АИР180S2.
11 кВт; 1447 мин-1
Основные параметры электродвигателя АИР180S2 приведены в таблице 1. Таблица 1 Основные размеры электродвигателя АИР112МВ, мм
1.6 Уточняем передаточные числа передач привода. Определяем фактическое передаточное число привода
1.7 Частота вращения валов привода
n э=1447 мин-1;
n 1= мин-1
n 2= мин-1
n пр= n 2=217 мин-1
где n 1, n 2, - частота вращения соответствующих валов привода.
1.8 Условные скорости на валах привода
ωэ== с-1
ω1= c-1
ωпр=ω2= с-1
1.9 Мощности на валах привода
Pэ=11 кВт;
Р1= Рэ· ηрем=11·103·0,96=10,56 кВт
Р2= Р1· ηкзп· η2под=2880·0,96·0,992= 9,936кВт
Р4= Р3·ηм= 9,936·0,98= 9,737кВт
1.10 Крутящие моменты
Тэ= Нм;
Т1= Нм
Т2= Нм
Тпр= Нм
Результаты расчётов сводим в таблицу 2 Таблица 2 Параметры привода
2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.
Исходные данные: Р1=11кВт – мощность на ведущем валу, Т1=72,593 H*м – вращающий момент на валу ведущего шкива, Uр.п.=1,667 – передаточное число ременной передачи, n1=1447мин-1 – частота вращения ведущего вала, - угол наклона передачи, Характер нагрузки легкий; Число смен работы-1.
Рисунок 1: Схема клиноременной передачи
2.1. Расчетная передаваемая мощность где Ср- коэффициент динамической нагрузки режима работы, Ср =1 кВт. 2.2. По номограмме, по расчетной передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива, определяем сечение клиновых ремней- В(Б);
2.3. Для выбранного сечения клинового ремня: Wр= 14 мм- расчетная ширина; W= 17 мм- ширина; Т= 11 мм- высота; S= 138 мм- площадь поперечного сечения ремня; mn= 0,18 кг- масса 1 м; 2.4. Расчетный диаметр меньшего шкива мм Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива. dpl = 125 мм -минимальный расчетный диаметр 3.5. Передаточное отношение 2.6. Расчетный диаметр большего шкива мм где - коэффициент относительного скольжения, для клиноременных и поликлиноременных передач; Принимается ближайшее стандартное значение dp2= 232 мм 2.7. Фактическое передаточное отношение 2.8. Минимальное межосевое расстояние мм. 2.9. Максимальное межосевое расстояние мм Принимается межосевое расстояние из условия amin< a < amax a=400 мм 2.10. Расчетная длинна ремня мм Округляем значение до стандартного мм 2.11. Фактическое межосевое расстояние мм 2.12.Угол обхвата ремнем меньшего шкива Должно быть выполнено условие 2.13. Условное обозначение выбранного ремня Ремень В(Б)-1400 ГОСТ1284,1-89 2.14. Скорость ремня м/с где n1=1500 мин-1 - частота вращения меньшего шкива. 3.15. Номинальная мощность Р0 передаваемая одним клиновым ремнем для клиноременной передачи Р0= 10кВт. 2.16. Расчетное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Рр принимаем число ремней = 2, Са=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем малого шкива; СК=0,8 - коэффициент, учитывающий, число ремней в передаче определяется по табл.; СL=0,9 - коэффициент, учитывающий отношение длины клинового ремня Lp к базовой длине Lо; Для определения СК предварительно определяем Принимаем ближайшее большее целое число клиновых ремней.
2.17. Начальное натяжение ветви одного клинового ремня Fо с закрепленными центрами шкивов, Н. Н где mn= 0,18кг - масса 1м ремня 2.18. Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней. Н 2.19. Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, для одного клинового ремня, Н: Н Н 2.20. Сила давления на вал комплекта клиновых ремней: Н где - угол обхвата меньшего шкива ремнем. 2.21. Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа, МПа 2.22. Напряжение в ремне от центробежных сил МПа для клиновых и поликлиновых ремней 1100…1200 кг/м3. 2.23. Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве для клинового ремня
МПа 2.24. Максимальное напряжение в ремне Прочность обеспечивается если выполняется условие 2.25. Частота пробегов ремня с -1 Условие долговечности обеспечивается если 2.26 Результаты расчетов сводим в таблицу Параметры расчета клиноременной передачи Таблица №2
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; просмотров: 481; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.17.184.90 (0.167 с.) |