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 |
Расчитать и спроектировать привод отСтр 1 из 4Следующая ⇒
Задание 4/5 Расчитать и спроектировать привод от Електродвигателя на вал скребкового транспортера.
Мощность на выходном валу – P =6.3 кВт Частота вращения на выходном валу – nвых=25 об/мин Частота вращения вала электродвигателя – nэ.д =750 об/минˉ 1 Срок службы – L =5 год Число смен 2 Коэффициент перегрузки Т max/Tпот = 1,7 Характер нагрузки— постоянная
Кинематический расчет привода 1.1 Выбор электродвигателя. Определим потребительную мощность.
Где: -мощность на выходном валу редуктора -общий КПД ступеней привода Определим общий КПД.
Где: - КПД плоскоременной передачи, - КПД быстроходной передачи, - КПД тихоходной передачи, - КПД подшипников, - КПД муфты.
Подставим в формулу.
Синхронная частота вращения 750 мин-1 Выберем стандартный электродвигатель с серии 4А по ГОСТ -1953-81 закрытого обдуваемого исполнения. Тип двигателя – 4АІ60М8У3 Мощность P=75 кВт Частота вращение nЭ.Д. . = 730 мин-1 1.2 Определим передаточное отношение привода и его разбивку по ступеням.
Задаёмся передаточным отношением плоскоременной передачи Uп.р.=2,тогда U редуктора
В свою очередь Определим придаточные отношение быстроходной и тихоходной ступени. U т = Uр / UБ = 14.6 / 4.200 = 3,476 Принимаем стандартные значения передаточных отношений редуктора по ГОСТ 2185 - 66
Определяем передаточное отношение плоскоременной передачи
1.3 Определим мощности, частоту вращения и крутящие моменты на валах редуктора. 1.3.1. Рассчитываем мощность на валах редуктора.
1.3.2. Определяем частоту вращения валов редуктора.
1.3.3. О пределяем крутящие моменты на валах редуктора.
Таблица 1
Таблица 2
2. Расчет тихоходной ступени редуктора Исходные данные для расчета: - передаточное отношение ступени UТ= 4 - частота вращения тихоходного вала n3= 25 мин-1 - крутящий момент на тихоходном валу T3= 2429,138 Нм - срок службы в годах 4 - количество смен 2 - коэффициент перегрузки Т max/Tпот = 1,7 - характернагрузки постоянная 2.1. Выбор материалов и термической обработки, и термической обработки для шестерни и колеса. Выбираем материалы для шестерни и колеса, и назначаем термическую обработку в соответствии с рекомендациями раздела1.2 и данными таблицы 1.1. принимаем: — для шестерни Ст 40Х — для колеса сталь Ст 45 Принимаем твердость поверхности зубьев НВ>350 Принимаем термообработку - поверхностное закаливание зебьев токами высокой частоты. 2.2. Механические свойства принятых материалов. Шестерня Сталь 40Х Поверхность закалки HRC=55 Предел контактной выносливости: σон=17HRC+200=(17·55)+200=1135 (МПа) Предел выносливости материала в сердцевине(σон): σо=1.8·НВ, (МПа), где НВ- твердость материала (таблица 1.3), принимаем НВ=280 σо=1.8·280=504 (МПа) Определяем предел текучести материала: σт=700 МПа Колесо Сталь 45 Твердость поверхности: HRC= 52 Предел контактной выносливости материала: σон=17·HRC+200=(17·52)+200=1084 МПа предел выносливости материала в сердцевине σо=1,8·НВ НВ=240 σо=1,8·240=432 МПа предел текучести материала (в сердцевине) σт=450 МПа 2.3. Определение допустимых напряжений для зубьев шестерни и колеса 2.3.1 Определение допускаемого контактного напряжения для неограниченного числа циклов погружения зуба определим по формуле:
Коэффициент ZR принимаем ZR=0.95 считая, что шероховатость зубьев Rz10 Rz- высота неровностей Sн=1.2 (для поверхностно упрочненных зубьев)
Для шестерни:
Для колеса:
Допускаемое наибольшее напряжение при проверке рабочих поверхностей зубьев на предотвращение пластической деформации определим:
Определим допускаемые напряжения на изгибе:
YR=0.85-коэффициент зависит от шероховатости поверхности (0,8÷0,85) Yy=1-коэффициент учитывающий механические упрочнения (1,1÷1,3)
Масштабный фактор: S1=1.75 S2=1-штамповка S3=1 SF=S1·S2·S3=1.75·1·1=1.75 Для шестерни:
Для колеса:
Поскольку прочность зубчатой пары лимитирует прочность зубьев колеса, в качестве расчетного допускаемого напряжения на изгиб, принимаем значение для материала колеса: [σF]2=209.828 МПа. Допускаемое наибольшее напряжение изгиба при кратковременной перегрузке определяем в соответствии с разделом 1.3.2 учитывая пластичность материала в сердцевине зубьев. [σF]max=0.8·σT [σF]max=0.8·450=360 МПа 2.4. Число циклов нагружений. Определим базовое число циклов выносливости NOH, исходя из предела выносливости материала σо.
Определим действительное число нагружений исходя из заданных сроков службы: Nц=n3·60 (кол-во смен)·8·(кол-во лет)·275; Nц=25·60·1·8·5·275=3.3 Определим коэффициент Кр(показывает возможность работы зацеплений за заданный срок службы)
В силу того, что базовое число циклов нагружений для данного материала больше чем действительное даёт возможность увеличить среднеарифметическое контактное напряжение на величину КР
2.5. Особенности конструкций проектируемой зубчатой передачи. Тихоходная ступень – цилиндрическая, эвольвентно косозубое зацепление, без смещения (нулевое зацепление), угол зацепления α=20º, для этого зацепления принимаем 9 степень точности. 2.6. Расчет зубчатой пары по условию отсутствия поверхностного выкраивания (проектный расчет) Определим межосевое расстояние а w из расчета зубьев по контактному напряжению для предотвращения усталостного выкрашевания
T3-крутящий момент на выходном валу;Т=2429,138 К-коэффициент нагрузки принимаем равным 1.3; [σH]-допускаемое контактное напряжение (см.п.2.4 [σH]=942.715 МПа); U-передаточное число тихоходной ступени U=3,55; Ψва-коэффициент ширины зуба в соответствии с разделом 1.2 Ψва=0.5; Кαн-коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки (Кαн=1.12) Округление возможно только в большую сторону (по условию прочности). Принимаем аw=180 мм. Выбираем нормальный модуль зацепления. принимаем mn=3 мм. Определим угол наклона зубьев β и соответствующий окружной модуль зубьев mt. Задаёмся углом наклона зуба β=14º(т.к. угол β должен находится в пределах 8-18º).
и соответствующее число зубьев, которое может разместиться по окружности шестерни
Округляем расчетное значение Z2 до ближайшего целого. Принимаем число зубьев шестерни Z3=26.
Тогда число зубьев колеса Z4=U·Z3=26·3,55=92. При этом фактический окружной модуль зубьев составляет
и соответствующий угол наклона зубьев β определим из зависимости:
Определим диаметры делительных окружностей зубчатых колес
Проверка ;
Ширина колеса
Округляем (в большую сторону по условию прочности) . Поскольку при определении межосевого расстояния aw коэффициент нагрузки К был принят ориентировочно, рассчитаем его уточненное значение:
Где Kβ-коэффициент концентрации нагрузки; по таблице 1.5. при отношении и расположении шестерни вблизи опоры на весьма жёстком валу Кβ=1.13; Кv-коэффициент динамической нагрузки(таб. 1.6.); Определяем окружную скорость колёс пары:
Выбираем Кv=1.15 Следовательно К=1,13·1,15=1,2995 м/с Таким образом при определении межосевого расстояния aw коэффициент нагрузки К был занижен. При расчете с точным значением К получим новое значение awнов34 Новое значение межосевого расстояния соответствует выполнению условия контактной прочности. Следовательно, в передаче, изготовленной по принятым выше размерам (aw34=180 мм) бут несколько превышать допускаемые контактные напряжения [σН]. правила проектирования позволяют превышать допускаемые напряжения до 5%, что обосновывается вероятным характером значений механических свойств материалов и приближенность значений коэффициентов Кβ и Кv. Определим действующие контактные напряжения:
2.7 Проверочные расчеты зубчатой пары. В результате проектного расчета, выполненного по условию контактной прочности зубчатых колёс, приняты следующие характеристики пары: Ø Межосевое расстояние аw34=180 мм Ø Диаметр делительной окружности шестерни d3=80 мм Ø Диаметр делительной окружности колеса d4=283 мм Ø Модуль зубьев в нормальном сечении mn=3 мм Ø Число зубьев шестерни Z3=26 Ø
Ø Угол наклона зубьев β=12,8º Ø Ширина колеса в4=90 мм Выполним проверку принятых зубчатых колёс на отсутствие других возможных видов разрушений. Проверка на предотвращение пластических деформации поверхностного слоя зубьев. В соответствии с формулой и условием прочности
992,37 МПа < 1293.9 МПа условие прочности поверхности выполняется. 2.7.1. Расчет зубьев на предупреждающий излом. , Где = 1/0,95·1,84=0,665 εα-торцевой коэффициент перекрытия; Определяем коефициент торцевого перекрытия.
Yβ-коэффициент прочности зубьев наклона контактной линии к основанию зуба при β≤40º
YF4-коэффициент прочности зубьев колёс; определяем по эквивалентному числу зубьев, пользуясь таблицей 1.7.
YF4=3.75 (смещения исходного контура нет);
Условие прочности зубьев на изгиб выполняется. 2.7.2. Проверка прочности зубьев на предотвращение пластической деформации зубьев при кратковременных перегрузках.
Условие прочности выполнено. Следовательно, для зубчатой пары принятых размеров ни один вид возможного разрушения не должен произойти в течении проектного срока службы. 2.8. Остальные геометрические параметры. В дополнение к найденным параметрам зацепления определяем диаметры окружностей вершин и впадин зубьев, необходимые для выполнения рабочих чертежей колес. Диаметры вершин зубьев.
Диаметр впадин
Ширину шестерни принимаем на 10% больше, чем колеса (компенсация возможной неточной сборки).
2.8. Составляющие силы действующие в зацеплении. Условно считаем, что сила Fn, действующая в зацеплении сосредоточена по середине длины зуба (ширина колеса). Пренебрегаем трением, тогда проекции силы Fn на три взаимно перпендикулярных направлениях соответственно определяется зависимостями (таб. 1.9.) Окружная сила
осевая сила
Список литературы
Задание 4/5 Расчитать и спроектировать привод от
|
|||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-02-06; просмотров: 107; 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 - 3.144.98.13 (0.123 с.) |