![]() Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь КАТЕГОРИИ: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 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=
для колеса
КНL2=
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
для колеса
Принимаю меньшее из допускаемых напряжений
3.1.4 Напряжение изгиба для шестерни
для колеса
где для шестерни
для колеса
SF – коэффициент безопасности, SF = 1,6; KFC – коэффициент реверсивности, КFC = 1,0; КFL – коэффициент долговечности,
КНL1=
КНL2= где NFO - базовое число циклов нагружений, NFO=4·106;
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:
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
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
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.
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=
n 2=
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==
ω1=
ωпр=ω2=
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=
Т1=
Т2=
Тпр=
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,
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
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
Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива. dpl = 125 мм -минимальный расчетный диаметр 3.5. Передаточное отношение 2.6. Расчетный диаметр большего шкива
где Принимается ближайшее стандартное значение dp2= 232 мм 2.7. Фактическое передаточное отношение 2.8. Минимальное межосевое расстояние
2.9. Максимальное межосевое расстояние
Принимается межосевое расстояние из условия amin< a < amax a=400 мм 2.10. Расчетная длинна ремня
Округляем значение до стандартного 2.11. Фактическое межосевое расстояние
2.12.Угол обхвата Должно быть выполнено условие 2.13. Условное обозначение выбранного ремня Ремень В(Б)-1400 ГОСТ1284,1-89 2.14. Скорость ремня
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 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.
где mn= 0,18кг - масса 1м ремня 2.18. Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.
2.19. Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, для одного клинового ремня, Н:
2.20. Сила давления на вал комплекта клиновых ремней:
где 2.21. Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа,
2.22. Напряжение в ремне от центробежных сил
для клиновых и поликлиновых ремней 2.23. Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве для клинового ремня
2.24. Максимальное напряжение в ремне Прочность обеспечивается если выполняется условие 2.25. Частота пробегов ремня
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: 510; 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 - 3.144.105.59 (0.192 с.) |