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 |
Определение передаточного числа привода и его ступеней.Стр 1 из 6Следующая ⇒
Выбор двигателя. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода: , где ηрем = 0,97 – КПД ременной передачи [табл 1.1] ηпдш = 0,99 – КПД подшипников качения (3 пары), [табл 1.1] ηцил = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи. [табл 1.1] η муф = 1 – КПД муфты неразборной
Угловая скорость вала привода ω =2π*nм /60= 2*3,14*50/60=5,23
Определим требуемую мощность двигателя: Рвых вала = Тн*ω /η = 1770 Вт
Выбираем тип двигателя с учетом Рдв ³ Рвых вала Выбираем двигатель типа 4A90L4, Рдв = 2,2 кВт с S = 5,1%, Тпус/Тном = 2 Определение передаточного числа привода и его ступеней. Uобщ = nном/nвых вала = 1423,5/50=28,47 nном = nc - nc*S = 1500 – 1500*0.051 = 1423,5 об/мин Uр=28,47/2.9=9,82 Принимаем, что Uзп1 = 3,15 Uзп2=3,15 1.3Расчёт мощности на валах.
Частоты вращения, мощности и вращающие моменты на валах:
РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ Выбор сечения ремня по номограмме ГОСТ 1284.3 – 96, для - сечение А (по стр.134[1])
Крутящий момент: Диаметр ведущего шкива - по эмпирической формуле:
Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 (стр.120[1]) и принимаем .
Диаметр ведомого шкива (эмпирическая зависимость) Для передач с регулируемым натяжением ремня =0.01 Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 и принимаем .
Уточнение передаточного отношения Интервал межосевого расстояния Где -высота сечения ремня(табл7.7[1])
Расчетная длина ремня стандартное значение по ГОСТ 1284.1 – 80 принимаем . Уточнение межосевого расстояния Угол обхвата меньшего шкива Необходимое для передачи заданной мощности число ремней , где - заданная для передачи мощность, кВт; - мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1,71 кВт; - коэффициент режима работы – легкий, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1; (по таблице№7.10[1]) - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, по ГОСТ 1284.3-96 для L=2500 мм =1,1; (по таблице№7.9[1]) - коэффициент угла обхвата, по ГОСТ 1284.3 – 96 для =0,96(стр.135 [1]); - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, по ГОСТ 1284.3 – 97 предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент =0,95. (стр 322[1])
Принимаем z = 2
Линейная скорость ремня:
Предварительное натяжение ветви одного ремня в ньютонах: , где – коэффициент, учитывающий центробежную силу, для сечения А: =0,1 . Сила, действующая на валы
Силы, действующие в ременной передаче:
Окружная сила: Начальная сила:
Сила натяжения ведущей ветви:
Рабочий ресурс передачи:
2.Расчет тихоходной цилиндрическойраздвоенной косозубой передачи. Выбор материала. Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40X с улучшенной твёрдостью HB 270; для колеса – сталь 40X с улучшенной твёрдостью HB 245. (по табл 3.3; «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский) Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9) , МПа где: σН lim b – предел контактной выносливости, МПа; , МПа для колеса: = 2*245 + 70 = 560 МПа для шестерни: = 2*270 + 70 = 610 Мпа где КНL – коэффициент долговечности где: NHO – базовое число циклов напряжений; NНЕ – число циклов перемены напряжений;
Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1. [nH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [nH] = 1,1 1,2. Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10) = 0.45(508+467)=438,75 МПа.
Требуемое условие 1,23 выполнено. Где как правило = Выбор материала.
Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40X, объёмная закалка, твердость HB 270; для колеса – сталь 40X, объёмная закалка, твердость HB 245 Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9) , МПа где: σН lim b – предел контактной выносливости, МПа; По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350: , МПа для шестерни: = 2*270 + 70 = 610 Мпа для колеса: = 2* 245+ 70 = 560 МПа КНL – коэффициент долговечности , где: NHO – базовое число циклов напряжений; NНЕ – число циклов перемены напряжений;
Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1. [SH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,1 1,2. Для шестерни: Для колеса: Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10) = 0.45(508+466,6)=438,6 МПа. Требуемое условие 1,23 выполнено.
Ведущий вал. Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [τк] = 25 МПа: где Т – крутящий момент на валу, - допускаемое напряжение на кручение
Примем диаметр ведущего вала 20 мм 20 мм - диаметр вала в месте посадки подшипника; 25 мм - диаметр под ведущей шестернёй
Промежуточный вал. Диаметр выходного конца:
Принимаем диаметр под шестернёй =35 мм; такой же диаметр выполним под зубчатым колесом = 35 мм 30 мм - диаметр вала в месте посадки подшипника;
- диаметр ступицы колеса, ; - длина ступицы червячного колеса, ; Ведомый вал. ; - диаметр вала в месте посадки подшипника; - диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса;
4.4.Конструкционные размеры шестерни и колеса. Быстроходная ступень: Шестерня: = 77 мм = 81 мм = 45 мм Колесо: = 243 мм = 247 мм = 40 мм Шестерню изготовляем без ступицы Диаметр ступицы колеса dст2 = 1,6*dк2 = 1,6*35 = 56 мм Длина ступицы колеса: Lст2 = (1,2 1,5)*dк2 = (1,2 1,5)*35 = 42 52,5 мм Примем Lст2 = 45 мм толщина обода: δо = (2,5 4)*mnБ = (2,5 4)*2 = 5 8 мм (не менее 8 мм), δо = 8 мм толщина диска колеса: С=0,3* = 0,3*40 = 12 мм; Тихоходная ступень: Шестерня: = 75,67 мм = 80,67 мм = 69 мм Колесо: = 244,34 мм = 249,34 мм = 64 мм Шестерню изготовляем без ступицы Диаметр ступицы колеса dст1 = 1,6*dк1 = 1,6*60 = 96 мм Длина ступицы колеса: Lст1 = = 64 мм Толщина обода δо =10 толщина диска колеса: С=0,3* = 0,3*64=19,2
Промежуточный вал. Проведем шпонку под колесом. ; ; ; ; длина шпонки ; момент на валу ; Ведомый вал. Проведем шпонку под зубчатым колесом. ; ; ; ; длина шпонки ; момент на ведущем валу ; Проведем проверку прочности сечения, передавающего вращающий момент вала зубчатого колеса к муфте. ; ; ; ; длина шпонки ; момент на ведущем валу ; Условия прочности выполнены на всех валах. Уточненный расчет валов. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при . Для изготовления всех валов принимаем сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270.
Ведущий вал: При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение . Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: Сечение А-А: Это сечение рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки. Коэффициент запаса прочности: Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
При d=18 мм , :
Момент сопротивления кручению
Принимаем , , . масштабные факторы и (см. табл.6,6); коэффициенты и
Коэффициент запаса прочности получился больше стандартного это удовлетворяет условию, следовательно, не имеет смысла проверять остальные сечения, так как их диаметр был увеличен.
Промежуточный вал. Материал вала сталь 45 нормализованная; (см. табл. 3.3).
Пределы выносливости и . Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении равен 45мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166). Крутящий момент . Изгибающий момент в горизонтальной плоскости: ; Изгибающий момент в вертикальной плоскости: Суммарный изгибающий момент в сечении А-А: . Момент сопротивления кручению: Момент сопротивлению изгибу: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: Амплитуда нормальных напряжений изгиба: ; среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Результирующий коэффициент запаса прочности: Условие прочности выполнено. Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом и диаметром вала 35мм: ; ; коэффициенты и (см. с. 163 и 166). Изгибающий момент в горизонтальной плоскости: ; Изгибающий момент в вертикальной плоскости: ; Суммарный изгибающий момент в сечении В-В: ; Момент сопротивления кручению: Момент сопротивлению изгибу: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: Амплитуда нормальных напряжений изгиба: ; среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Результирующий коэффициент запаса прочности: Условие прочности выполнено. Ведомый вал. Материал вала сталь 45 нормализованная; (см. табл. 3.3). Пределы выносливости и . Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении равен 55мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166). Крутящий момент . Изгибающий момент в горизонтальной плоскости: ; Изгибающий момент в вертикальной плоскости: Суммарный изгибающий момент в сечении А-А: . Момент сопротивления кручению: Момент сопротивлению изгибу: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: Амплитуда нормальных напряжений изгиба: ; среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Результирующий коэффициент запаса прочности: Условие прочности выполнено. Сечение В-В. Диаметр вала в этом сечении равен 45мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166).
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости: ; Изгибающий момент в вертикальной плоскости: Суммарный изгибающий момент в сечении А-А: . Момент сопротивления кручению: Момент сопротивлению изгибу: Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: Амплитуда нормальных напряжений изгиба: ; среднее напряжение Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям: Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям: Результирующий коэффициент запаса прочности: Выбор двигателя. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода: , где ηрем = 0,97 – КПД ременной передачи [табл 1.1] ηпдш = 0,99 – КПД подшипников качения (3 пары), [табл 1.1] ηцил = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи. [табл 1.1] η муф = 1 – КПД муфты неразборной
Угловая скорость вала привода ω =2π*nм /60= 2*3,14*50/60=5,23
Определим требуемую мощность двигателя: Рвых вала = Тн*ω /η = 1770 Вт
Выбираем тип двигателя с учетом Рдв ³ Рвых вала Выбираем двигатель типа 4A90L4, Рдв = 2,2 кВт с S = 5,1%, Тпус/Тном = 2 Определение передаточного числа привода и его ступеней. Uобщ = nном/nвых вала = 1423,5/50=28,47 nном = nc - nc*S = 1500 – 1500*0.051 = 1423,5 об/мин Uр=28,47/2.9=9,82 Принимаем, что Uзп1 = 3,15 Uзп2=3,15 1.3Расчёт мощности на валах.
Частоты вращения, мощности и вращающие моменты на валах:
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2017-01-19; просмотров: 338; 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 - 3.229.124.236 (0.214 с.) |