Главная

Контакты

Случайная статья

• Автоматизация
• Антропология
• Археология
• Архитектура
• Биология
• Ботаника
• Бухгалтерия
• Военная наука
• Генетика
• География
• Геология
• Демография
• Деревообработка
• Журналистика
• Зоология
• Изобретательство
• Информатика
• Искусство
• История
• Кинематография
• Компьютеризация
• Косметика
• Кулинария
• Культура
• Лексикология
• Лингвистика
• Литература
• Логика
• Маркетинг
• Математика
• Материаловедение
• Медицина
• Менеджмент
• Металлургия
• Метрология
• Механика
• Музыка
• Науковедение
• Образование
• Охрана Труда
• Педагогика
• Полиграфия
• Политология
• Право
• Предпринимательство
• Приборостроение
• Программирование
• Производство
• Промышленность
• Психология
• Радиосвязь
• Религия
• Риторика
• Социология
• Спорт
• Стандартизация
• Статистика
• Строительство
• Технологии
• Торговля
• Транспорт
• Фармакология
• Физика
• Физиология
• Философия
• Финансы
• Химия
• Хозяйство
• Черчение
• Экология
• Экономика
• Электроника
• Электротехника
• Энергетика

Рисунок 1. Схема привода. Исходные данные. Требуемый момент, Т3 (Нм) -- 219. Угловая скорость,  ώ3 (рад/с) -- 14,8. Угол наклона гибкой передачи, β0 -- 55

Рисунок 1. Схема привода

Исходные данные

Требуемый момент, Т3 (Нм)              --   219

Угловая скорость,  ώ3 (рад/с)            --    14,8

Угол наклона гибкой передачи, β0     --     55

Ресурс работы привода,  L_h (ч)           --  1600  

Примем следующее обозначение

валов привода

1 – вал электродвигателя, 2 – вал шестерни, 3 – вал колеса, 4 – вал рабочей машины

Рисунок 1.1 Обозначение валов привода

1.2.1 Расчет начинаем с определения частоты вращения 3-го вала привода

1.2.2 Мощность на 3-м валу привода

где Т₃ – крутящий момент на 3-м валу,

   ω₃ –угловая скорость 3-го вала.

1.2.3 Мощность на 1-м валу

где η_общ –общий КПД привода

Из справочных данных

η_общ=0,96 0,98 0,99³=0,913 для привода, состоящего из клиноременной и зубчат0й передачи

1.2.4 Находим мощность на 2-м валу

1.2.5 Определение частоты вращения электродвигателя. Частота вращения 1-го вала (ориентировочно)

где   – общее передаточное отношение привода     

Для ременной и зубчатой передач рекомендуется следующие передаточные отношения (числа)

На передаточные отношения зубчатой передачи существует стандарт: I_{зубч.пер.} по ГОСТ: 2,8; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10;…

Первоначально рекомендуется взять i_{рем.пер} = 2,5;    I_{зуб.пер.}= 4 , стр. 7,10

Тогда ориентировочное I_общ=2,5 4 = 10; а ориентировочная частота вращения электродвигателя  n^ор₁ = 10 141,4 = 1414 об/мин.

Стандартная (синхронная) частота вращения вала эл. двигателя по ГОСТ составляет: 750; 1000; 1500; 3000 об/мин.

   По n^ор₁  выбирается ближайшая стандартная частота вращения электродвигателя n_дв.ст =1500 об/мин.

1.2.6 По стандартной частоте вращения n_дв.ст.=1500 об/мин и мощности на валу эл. двигателя P₁  из таблицы приложение 1 выбирается эл. двигатель 4А100L4. Мощность Р_дв=4 КВт. Скольжение такого двигателя S=4,7%=70 об/мин. (см. приложение 1). Скольжение – это число оборотов (в %) на которое уменьшается скорость вращения под нагрузкой. Таким образом, под нагрузкой частота вращения вала двигателя будет равна

n_дв = 1500 – 70 = 1430об/мин.

1.2.6 Угловая скорость вала эл. двигателя под нагрузкой будет равна

1.2.7 Уточнение передаточных чисел

1.2.9 Крутящие моменты, передаваемые валами

1.2.10 Результаты кинематического расчета привода сводим в табл. 1.1

Таблица 1.1

Основные параметры кинематического расчета

№ вала	Частота вращения n (об/мин)	Угловая скорость  (рад/с)	Мощность Р (Вт)	Крутящий момент Т (Н м)	Передаточное отношение iобщ =10,11
№ 1, вал эл. двиг-ля		149,6		23,73	iрем.п.=2,53
№2, вал шестерни		59,1		57,1
					iз.п.=4
№3, вал колеса	141,4	14,8

2.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Из табл. 1.1 выбираем следующие исходные данные для расчета

i _рем.п.=2,53;    Т₂=57,1 Н м;    Р₁=3550 Вт;   n₁=1430 об/мин.

2.2 Схема ременной передач

Рисунок 2.1 Параметры ременной передачи

а) угол наклона передачи (β); б) угол обхвата ремнем малого шкива (α);

в) основные размеры шкива

2.3 Выбор сечения ремня

По величине крутящего момента Т₂ из табл. 2.1 выбирается ремень сечения Б.

                  Таблица 2.1

Клиновые ремни (по ГОСТ 1284.1-80)

Рисунок 2.2 Сечение

клинового ремня

2.4  Диаметр малого (ведущего) шкива

d₁ = (1,15…1,25) d_min = (1.15…1,25) 125 = 143,75…156,25 мм

Диметры шкивов выбирают из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм.

В полученном интервале d_1, нет значений стандартного ряда. Выбирается ближайшее большее значение d₁=160 мм.

2.5 Диаметр ведомого шкива

где  - коэффициент скольжения,

мм. Из стандартного ряда d₂ = 400 мм.

2.6 Межосевое расстояние клиноременной передачи предварительно:

а_предв.=1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+400) =840 мм.

2.7  Длина ремня предварительно:

Стандартный ряд длин ремня, мм: 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

Из данного ряда выбирается длина ремня

2.8  Уточнение межосевого расстояния

2.9   Скорость ремня       

 ,       где  - диаметр малого шкива в метрах.

          =     = 11,974 = 11974   

2.10  Проверка длины ремня по частоте пробегов (v)

α1 Рисунок 2.3 Угол обхвата, α1

Для клиноременных передач

2.12  Определение числа ремней в передаче

                где Р₁ – мощность на ведущем валу.    

                                                                 Р₁= 3550 Вт = 3,55 кВт.

Р₀ – мощность передаваемая одним клиновым ремнем (см. табл. 2.2.). Р₀=4,1 кВт

Таблица 2.2

Мощность Р₀ (кВт), передаваемая одним клиновым ремнем

С_р – коэффициент режима работы. При 2-х сменной работе привода к винтовому раздатчику имеющего рабочий орган шнек С_р=1,3 (см. табл. 2.3).

Таблица 2.3

 Значение С_р для клиновых передач  с. 136

Таблица 2.4

Значение коэффициента C_L для клиновых ремней

     При длине ремня L_р=2500 мм для сечения Б коэф-т С_L=1,03.

- коэф-т угла обхвата, выбирается из соотношений

Cα	1,0	0,95	0,89	0,83	0,82

Угол обхвата ремнем малого шкива =163⁰, поэтому =0,95.           

 Первоначально рекомендуется принять C_Z =0,95.

Число ремней округляем до ближайшего целого числа в большую сторону Z_рем =2 шт.

2.13 Сила предварительного натяжения ремней

Fо0 Fо0 Fо0 Fо0 Fвв

где  - скорость ремня в м/с .

- коэффициент, учитывающий центробежную силу

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д
	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

         .

2.14 Сила, действующая на валы

2.15 Долговечность ремня в часах

Долговечность (рабочий ресурс ремней), должен быть не менее 5000 ч. при легком, 2000 ч. - при среднем и 1000 ч. при тяжелом режиме работы  [3],с. 137.

    где N₀ – базовое число циклов перемены напряжений,  N₀ = 10⁷;

     - частота пробегов,   = 4,79;

      x – число шкивов в передаче, x = 2;

     - предел выносливости, для клиновых ремней = 9МПа;

 - максимальное напряжение в сечении ремня.

,

где  - напряжение от предварительного натяжения

    =1,5 при  5 ;      =1,2 при υ больше 5

  , где А площадь сечения ремня (см. табл. 2.1)

 - окружная сила,     

 - напряжение от центробежных сил

    , где q – плотность ремня, q =1100 кГ/м³

 - напряжение от изгиба ремня на малом шкиве

                       ,

          где Е – модуль упругости материала ремня, Е=100  200 МПа

      С_i – коэффициент, учитывающий передаточное число

      С_н – коэффициент влияния нагрузки, при постоянной нагрузке

С_н=1, при непостоянной С_н=2. Принимается С_н=2.

    Показатель степени m=8 для клиновых ремней.

К способам увеличения долговечности ремня можно отнести:

1.Выбор большего сечения ремня.

2.При прежнем сечении ремня увеличение диаметров шкивов.

3.Увеличение длины ремня.

4. Увеличение количества ремней.

В данном случае для тяжелых условий работы привода долговечность ремня достигла требуемых 1000 часов.

Вычерчиваем эскиз шкива и используя табл. 2.5 выбираем его необходимые размеры.

Таблица 2.5

Основные размеры шкивов клиноременных передач

 3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные к расчету

Т₂ = Т_ш = 57,1 Н·м= 57,1·10³ Н·мм ; 

Т₃ = Т_к = 219 Н·м = 219·10³ Н·мм; 

n₂ = n_ш = 565 об/мин;    n₃ = n_к = 141,4 об/мин;

Р₂ = Р_ш = 3374 Вт;    I_зп = 4.

На рис 3.1 приведена схема зубчатой передачи.

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи

а) основные размеры зубчатой передачи, б) напряжения,

испытывающие зубья колес

3.2 Выбор материала

Планируется изготовление небольшой  партии деталей твердостью НВ <350.

Материал шестерни сталь 45Х, НВ = 260 термообработка - улучшение .

Материал колеса сталь 45, НВ = 230  термообработка - улучшение.

Расчет зубчатой передачи ведется по контактным напряжениям в зацеплении колес и напряжениям изгиба. В настоящей курсовой работе для упрощения расчет будем вести только по контактным напряжениям. Из справочных материалов находим допускаемые контактные напряжения для расчета выносливости контактирующих поверхностей зубьев.

[ σ _н ] = 458 МПа.

3.3 Определение межосевого расстояния

3.4 Выбор модуля и числа зубьев шестерни и колеса.

Для косозубой передачи угол наклона зубьев (β) может изменяться от 8 до 20º.

Принимаем предварительно     β = 10º.

Модуль зубчатого колеса - часть делительной окружности, приходящейся на 1 зуб.        

 

"

Данный угол входит в пределы отклонения угла наклона зубьев косозубой передачи.

 

3.5 Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

 

[3] с 3

3.6 Окружная скорость зубчатых колес в зацеплении

 

 

3.7 Проверка контактной выносливости поверхностей зубьев

 

 

3.8 Определение сил, действующих в зацеплении зубчатых колес

    F_t –  окружная сила,           F_r – радиальная сила,

    F_a – осевая сила,                 - угол зацепления.

2Tш dш

 

 

 

 

2284 ∙ 0,2916 = 666 Н

 

Таблица 3.1

Основные параметры косозубой передачи.

b

C

Рисунок 3.2 Эскиз зубчатого колеса

γ

lст

 

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

 

    Ориентировочный расчет валов.

    Диаметры валов предварительно определяются из условия прочности на кручение.

    где   - крутящий момент передаваемый валом

                                   - полярный момент сопротивления

 ;           ;        .

 - допускаемое напряжение при кручении.  =  МПа.

    = 57,1 Н м = 57,1 10³ Н мм.          = 219 Н м = 219 10³ Н мм.             

.           

        

В ориентировочном расчете диаметры валов округляются до целого числа, оканчивающегося на 0 или 5 (лучше в большую сторону).

    При выполнении 1-й эскизной компоновки валы принимаются гладкими, подшипники выбираются шариковые, средней серии 300 по Ø вала.

    Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе 1 : 1.

        Для подшипников качения при 300 000 мм об/мин выбирается пластичная смазка. Где - Ø вала в мм, - частота вращения в об/мин.

Н1 = 1,5 Н

    мм об/мин 

    мм об/мин   

 

 

 

                            

 

Н

 

Рисунок 4.2 Крышка подшипника

Рисунок 4.1 Подшипник

 

 

Таблица 4.1

Шарикоподшипники радиальные однорядные

 

Условное обозначение	d мм	D мм	В мм	r мм	Грузоподъемность, кН
					Динамическая С	Статическая С0
Средняя серия
					8,06	3,75
				1,5	9,75	4,65
				1,5	11,4	5,4
				1,5	13.5	6.65
					15,9	7,8
					22,5	11,4
					28,1	14,6
				2,5	33.2	18,0
				2,5	41,0	22,4
				2,5	52,7	30,0
					65,8	36,0
					71,5	41,5
				3,5	81,9	48,0
				3,5	92,3	56.0
				3,5	104,0	63,0
				3,5	112,0	72.5
				3,5	124,0	80,0

 

Таблица 4.2

Крышки прижимные (фланцевые, торцевые) Шейнблит, с.392

 

Размеры в мм
D	D1	D2	D3	H
50, 52
55, 58
60, 62
65, 68
70, 72
80, 85
90, 95
105, 110
125, 130

 

 

 

Рисунок 4.3 Эскизная компоновка редуктора

 

 

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Изображение основных элементов редуктора в диметрии

 

º

1 – шкив; 2 – шестерня, 3 – колесо, 4 – вал шестерни, 5 - вал колеса

Рисунок 5.1 Силы, действующие на валы

 

5.2 Исходные данные

Таблица 5.1

Данные для расчета валов.

Сила действующая на вал, Fв, Н

Угол наклона гибкой передачи, β°

Составляющие силы Fв, Н

Ft, Н

Fг,Н

Fа,Н

dш/2, м

dк/2, м

a, м

b, м

c, м

d, м

е, м

Моменты на валах, Н·м

Fвг, Н

Fвв, Н

Тш

Тк

803,5

55°

Fв сos55°

Fв sin55°

0,025

0,1

0,07

0,056

0,056

0,059

0,059

57,1

 

5.3 Вал шестерни       

5.3.1 Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Расчетная схема нагружения вала шестерни

46,06

а) Горизонтальная плоскость.

     – Fв^г· а + F_г·в – Fа· – R_Вх (в + с) = 0

R_Вх =  Н

R_Ах =

      – Fв^в· а – F_t · в + R_ву· (в+с) = 0

Rву = = = 1553,2 Н

      – Fв^в· (а+в+с) – R_ау· (в+с) + F_t· c = 0

Rау =