Мои Конспекты
Главная | Обратная связь


Автомобили
Астрономия
Биология
География
Дом и сад
Другие языки
Другое
Информатика
История
Культура
Литература
Логика
Математика
Медицина
Металлургия
Механика
Образование
Охрана труда
Педагогика
Политика
Право
Психология
Религия
Риторика
Социология
Спорт
Строительство
Технология
Туризм
Физика
Философия
Финансы
Химия
Черчение
Экология
Экономика
Электроника

Кинематический и силовой расчет привода.



Введение.

Спроектировать привод подвесного конвейера.

Привод включает : электродвигатель -1; клиноременная передача -2; натяжное устройство – 3; двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор -4; муфта -5 и барабан -6.

Схема привода:

 


Кинематический и силовой расчет привода.

1.1 . Определяем общий коэффициент полезного действия h привода

по формуле [1. стр. 29]

hобщ = hр*hп3*hзк *hз *h м = 0,97*0,9953*0,97*0,97*0,98=0,885

где h р - кпд ременной передачи (0,96…0,97) для среднескоростных передач;

h п - КПД подшипников (0,995) для одной пары;

h з - КПД зубчатой цилиндрической передачи (0,96…0,98);

h зк - КПД зубчатой конической передачи (0,95…0,97);

hм - КПД муфты (0,97…0,98).

1.2 . Определяем частоту вращения вала барабана исходя из формулы [2. стр.41]

1.3 . Определяем потребную мощность

по формуле [2. стр.42]

 

1.4 . Фактическая мощность электродвигателя [2. стр44]

 

1.5 Произведем предварительную разбивку передаточных чисел, по рекомендациям [1;2], по тем соображениям , чтобы габариты передач не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых средних значений передаточных чисел по возможности не доводя их до наибольших, допускается лишь в отдельных случаях. Наметим конкретное значения передаточных чисел для открытой передачи, в нашем случае клиноременной передачи постоянным, изменяя передаточные числа редуктора. Из этих соображений назначаем:

· Передаточное число редуктора и плоскоременной передачи по [1. Рис.3.3 и Таблицы 3,5; 3,7] Рекомендуемое значение uред.=12…25 и uпрем.=2…4

· Передаточное число для ременной передачи принимаем постоянным uпрем.=2,

Передаточное число для зубчатой цилиндрической передачи (закрытая) принимаем наиболее употребляемое uцил.=4,0 это есть тихоходная ступень редуктора. По рекомендациям [1, стр.37] uт=2,5…5.

Передаточное число для закрытой зубчатой конической передачи принимаем uкон.=3,0. По рекомендации [1, стр.37] uкон.=2…4

Передаточное число редуктора составляет uред.=3,0x4,0=12

Определяем ориентировочную частоту вращения вала эл. двигателя по формуле.

где, – число оборотов выходного вала редуктора, об/мин.

Выбираем эл. двигатель по [4.Таблица 1.31.].

Рдв = 1,5 кВт, частота вращения n=900 об/мин., Модель 4А71В6/900

1.6 . Определяем общее передаточное число uобщ по формуле [1. стр. 29]:

uобщ = nдв/,

где nдв – число оборотов двигателя, об/мин,

uобщ. = 900/ 35,67 = 25,23 об/мин.

1.7 . Уточняем uрем для ременной передачи :

uрем. = uобщ / uт * uк =25,23/3,0*4,0=2,1.

 

1.8. Передаточное число редуктор составляет

uред. = uб* uт = 4,0*3,0=12

1.9. Определяем обороты и моменты на валах привода:

1 вал - вал эд.двигателя:

n1 = nдв =900 min-1 1 = = 0,105x900 =94,2 рад/c

T1 – момент вала двигателя.

T1 = Pдв/ 1 = 1,5x1000/94,2 = 15,92 .

2 вал – быстроходный вал двухступенчатого редуктора

n2 = n1/uрем

n2 = 900/ 2,1=428 об /мин

2 = 3,142 n2/30 =0,105 428/30 =44,83

T2 = T1 uрем hрем h п

T2 = 15,92 2,1 0,97 0,995=32,32

3 вал – промежуточный вал редуктора

n3 = n2/uб =428/3,0 =142,675 об/мин

3 = 3,142 n3/30= 0,105 142,675=14,94

T3 = T2 uб hзк h п= 32,32 3,0 0,97 0,995=93,57

4 вал – выходной тихоходный вал привода

4 = 3,142 n4/30= 0,105 35,67=3,74

T4 = T3 uт hз h п= 93,57 4,0 0,97 0,995= 361,2

С учетом hм кпд на муфту

T4 = Рф *hобщ / 4 = 1,5x1000x0,885 /3,74 = 355

Расчеты сводим в таблицу 1.

 

Таблица 1.

№   Наименование Ступени U ступени Передачи кпд передачи T вращающ. момент частота вращения об/мин
Электродвига- тель 4А 71В6 - - T 1 =15,92
    Плоско-ременная Передача   2,1     0,97   T 2=32,32  
Редуктор коническо- ци-линдрический · быстроход · промежу-точный · тихоходн вал   -   -   T 2=32,32  
  3,0 0,97* 0,995   T 3=93,57   142,57
  4,0 0,97* 0,995   T 4=355   35,67

 

 

2. Проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи.

 

2.1. Проектный расчет выполняется с подбором материала для прямозубчатых пар редуктора по скоростью скольжения в зацеплении.

2.1.1. Ориентировочное значение скорости скольжения в зацеплении тихоходного вала [2]:

2.1.2. Выбираем материал для шестерен и колес см. таблицу 3.5. [2], полагая, что уточненная скорость скольжения в зацеплении u`s > 2 м/с.

Принимаем для шестерен и колес сталь 40Х с закалкой и отпуском (улучшение) до твердости не менее HRC 45и не более HRC 50 с последующим шлифованием и ., степень точности - 9-ая см. таблицу 4.2 [1]

2.1.3. Базовое число циклов перемены напряжений при режиме работы I таблица 4.7 [1]:

NH0 =107, NF0 = 106;

 

2.1.4. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов таблица 4.6 [1]:

 

2.1.5. Допускаемое значение контактного напряжения определяем по формуле стр.67 [1]:

где

- коэффициент долговечности для материалов с однородной структурой ( закалка) [1] таблица 4.7.

- частный коэффициент запаса,

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала.

2.2. Основные параметры зубчатой цилиндрической передачи

2.2.1 Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по формуле стр.54 [1]:

где - коэффициент зависимости от твердости зубьев шестерни и колеса при Н>350HB [1, стр. 57]

2.2.2 Уточняем выбранное значение межосевого расстояния (второе приближение) по формуле стр.57 [1]:

 

где - коэффициент для прямозубых зубчатых передач;

- относительная ширина колеса принимают 0,2…1,0.,

меньшее значение при HRC>45.

– коэффициент динамической нагрузки, по таблице 6.3 [5], шестерня расположена несимметрично относительно опор, весьма жесткий вал, при твердости рабочий поверхности HB>350 и при , составляет

T – вращающий момент на тихоходном валу ,

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда:

2.2.2. Находим модуль зацепления по формуле стр.56 [1]:

где - коэффициент для прямозубчатых передач,

- ширина венца колеса,

- коэффициент нагрузки,

- допускаемое напряжения при изгибе колеса;

- коэффициент учитывает ресурс при изгибе; - частный коэффициент запаса, принимаем 1,1;

- для улучшенных и закаленных сталей 4,0 max.

- предел выносливости при отнулевом цикле нагружений, объемная закалка, 45…50HRC таблица 4.11 [1];

- коэффициент запаса прочности для общего машиностроения.

Значение модуля согласуется по рекомендации ГОСТ 2144-76 с целью уменьшения номенклатуры зуборезного инструмента и принимаем

 

2.2.3. Определяем суммарное число зубьев по формуле стр.56 [1]

2.2.4. Определяем количества зубьев по формулам

2.2.5. Определяем коэффициент смещения инструмента по ГОСТ 16532-70, приложение 2 и 3 или по формуле таблица 6.15 [2]:

2.2.6. Определим фактическое передаточное число тихоходного вала

2.3. Определение основных размеров зубчатых колес

Основные геометрические размеры шестерни (1) и колеса (2) определяем по формулам, приведенным в [1].

2.3.1. Делительный диаметр:

а) шестерни

б) колеса

 

2.3.2. Диаметр вершин зубьев:

 

а)

б)

 

 

2.3.3. Диаметр впадин зубьев:

 

а)

 

б)

 

2.3.4. Дополнительные размеры шестерни и колеса:

 

а) ширина венца шестерни и колеса

b1=0,4 =0,4 125=50 мм

b2=0,35 =0,35 125=42 мм

 

б) делительный угол профиля

в) угол зацепления

г) определим фактическое значение межосевого значения по формуле стр.48 [1].

 

д) коэффициент торцевого перекрытия

е) осевой шаг

ж) коэффициент осевого перекрытия

к) суммарный коэффициент перекрытия

л) Радиусы закруглений зубьев

Rа=0,5 d1-m=0,5 48-1,5=22,5 мм;

Rf=0,5 d1+1,2 m=0,5 48+1,2 1,5=26 мм.

 

 

2.4. Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи

 

2.4.1. Проверим контактные напряжения зубьев колеса т.к. ведомая колеса воспринимает основную нагрузку и определяется по формуле:

 

 

где -коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от и от схемы передач по рис.4.4

-допускаемое контактное напряжения зубьев цилиндр колеса, и составляет с учетом коэффициента долговечности 2082 МПа. см. п.2.15.

-ширина венца ведомого колеса

- коэффициент зависит от угла и отношения по рис.4.3. [1]

Условие прочности по контактным напряжением выполняется

 

2.4.2. Проверим напряжения изгиба зубьев колеса:

Зубья цилиндрического колеса при изгибе имеют допускаемое значение [d ] F=1029 МПа см. п.2.2.2

где окружная сила на колесе.

- делительный диаметр ведомого колеса

 

Заключение: условие выносливости на изгиб и на контактную напряжение при расчете цилиндрической зубчатой выполняется.

 

2.5. Основные силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

 

2.5.1. Окружная сила колеса и шестерни

 

2.5.2. Радиальная сила шестерни и колеса .

 

Fr3 = Fr4 = ×Ft4 tg = 3687 0.37= 1341 H

 

3. Проектный расчет конической передачи с прямыми зубьями.

 

3.1. Проектный расчет выполняется с подбором материала для прямозубчатых пар по скоростью скольжения в зацеплении.

3.1.1. Ориентировочное значение скорости скольжения в зацеплении быстроходного вала:

3.1.2. Выбираем материал для шестерен и колес

см. таблицу 3.5. [2], полагая, что уточненная скорость скольжения в зацеплении

u`s > 2 м/с.

Принимаем для шестерен и колес сталь 40Х с закалкой до твердости не менее HRC 45 и не более HRC 50 с последующим шлифованием и ., степень точности - 9-ая см. таблицу 4.2 [1]

3.1.3. Базовое число циклов перемены напряжений при режиме работы III таблица 4.2.2 [1]:

NH0 =107, NF0 = 106;

 

3.1.4. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов таблица 4.6 [1]:

3.1.5. Допускаемое значение контактного напряжения определяем по формуле стр.63 [1]:

где

- коэффициент долговечности для материалов с однородной структурой ( закалка) [1] таблица 4.7.

- частный коэффициент запаса,

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала.

3.2. Основные параметры конической зубчатой передачи

3.2.1 Ориентировочное значение внешнего делительного диаметра шестерни определяем по формуле стр.97 [1]:

где - коэффициент зависимости от твердости зубьев шестерни и колеса при Н>350HB

для прямозубых конических передач (прим) таблица 4.33. [1]

3.2.2. Уточняем средней окружной скорость по формуле [1].

Прямозубые конические колеса при , степень точности не грубее 7 .

3.2.3 Уточняем выбранное значение внешнего делительного диаметра шестерни (второе приближение) по формуле стр.102 [1]:

где - коэффициент динамичности нагрузки таблица 4.8 [1];

- относительная ширина колеса принимают, для прямозубый конической передачи .

– коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки, по рис 4.4 [1], шестерня расположена несимметрично относительно опор, весьма жесткий вал, при твердости рабочий поверхности HB>350 и при ,

Округляем его до ближайшего стандартного значения из ряда: Принимаем

3.2.4. Находим предварительное число зубьев шестерни по рис. 4.13 [1]

при , , принимаем

3.2.5. Вычисляем число зубьев колеса по формуле

 

3.2.6. Находим внешний окружной модуль зацепления для прямозубых зубчатых колес по формуле стр.103 [1]:

Принимаем значение модуля

3.2.7. Вычислим основные размеры конической передачи по формуле стр. 106-107 [1]

а) углы делительных конусов

б) внешнее конусное расстояние

в) максимальная ширина зубчатых венцов колес

Принимаем до целого числа

г) коэффициент смещения инструмента определяем по таблице 4.27 [1].

при принимаем

д) внешний делительный диаметр

е) внешний диаметр вершин зубьев

ж) среднее окружной модуль

з) средний делительный диаметр

 

3.3. Проверочный расчет конической зубчатой передачи

 

3.3.1. Проверим контактные напряжения зубьев шестерни и колеса в конической передачи и определяется по формуле [1, стр.108]:

 

 

где - коэффициент принимается в зависимости от , от степени точности (но точность берем на одну степень грубее) и от твердости

-допускаемое контактное напряжения зубьев цилиндр колеса, и составляет с учетом коэффициента долговечности 2082 МПа. см. п.2.15. - коэффициент выбираем по графику рис. 4.4.б. (350>HB) в зависимости от и схемы передачи 1.

Контактные напряжения зубьев шестерни:

Контактные напряжения зубьев колеса

где при

Условие прочности по контактным напряжением выполняется

 

3.3.2. Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса конической передачи :

Зубья колеса и шестерни при изгибе имеют допускаемое значение

[d ] F=1029 МПа см. п.2.2.2

где при по рис. 4.8 [1].

при и по рис. 4.9.

по таб. 4.28.

 

Заключение: условие выносливости на изгиб и на контактную напряжение при расчете коническо-цилиндрической зубчатой выполняется.

 

3.4. Основные силы в зацеплении конической прямозубой зубчатой передачи.

 

3.4.1. Окружная сила колеса и шестерни

3.4.2. Радиальная сила шестерни и осевая сила колеса .

 

3.4.3. Радиальная сила колеса и осевая сила шестерни .

 




Поиск по сайту:







©2015-2020 mykonspekts.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.