КАТЕГОРИИ:
Архитектура-(3434)Астрономия-(809)Биология-(7483)Биотехнологии-(1457)Военное дело-(14632)Высокие технологии-(1363)География-(913)Геология-(1438)Государство-(451)Демография-(1065)Дом-(47672)Журналистика и СМИ-(912)Изобретательство-(14524)Иностранные языки-(4268)Информатика-(17799)Искусство-(1338)История-(13644)Компьютеры-(11121)Косметика-(55)Кулинария-(373)Культура-(8427)Лингвистика-(374)Литература-(1642)Маркетинг-(23702)Математика-(16968)Машиностроение-(1700)Медицина-(12668)Менеджмент-(24684)Механика-(15423)Науковедение-(506)Образование-(11852)Охрана труда-(3308)Педагогика-(5571)Полиграфия-(1312)Политика-(7869)Право-(5454)Приборостроение-(1369)Программирование-(2801)Производство-(97182)Промышленность-(8706)Психология-(18388)Религия-(3217)Связь-(10668)Сельское хозяйство-(299)Социология-(6455)Спорт-(42831)Строительство-(4793)Торговля-(5050)Транспорт-(2929)Туризм-(1568)Физика-(3942)Философия-(17015)Финансы-(26596)Химия-(22929)Экология-(12095)Экономика-(9961)Электроника-(8441)Электротехника-(4623)Энергетика-(12629)Юриспруденция-(1492)Ядерная техника-(1748)
Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу (при заданих F, V та D)
|
|
|
|
1.1.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент на валу барабана.
= FV =2750 
8800Вт
= 
= 
=18 
= 
= 
= 171 
T4 = 
= 
=488 Нм
изначаємо загальний ККД приводу
ŋ= 
· 
· 
де 
= 0.99 (табл. 1.1 
) – ККД пари підшипників;
= 0.97 (табл. 1.1 ) – ККД зубчастої пари;
= 0.90 (табл. 1.1 ) – ККД ланцюгової передачі;
ŋ = 
0.97 
0.90= 0.847
1.3. Визначаємо потрібну потужність двигуна
= 
= 
=10389 Вт
1.4. За потрібною потужністю підбираємо асинхронний трифазний короткозамкнутий закритий обдувний двигун (табл. 1.2 ) з нормальним пусковим моментом за ГОСТ 19523-81 тип 4А16054У3 з потужністю 
=11кВт і асинхронною частотою обертання 
=1460
1.5. Визначаємо загальне передаточне відношення приводу
I= 
= 
= 8.53
Передаточне відношення редуктора приймаємо стандартним згідно з рекомендацією за формулою 1.5 , табл. 1.3 , 
=3.55.
Тоді передаточне відношення ланцюгової передачі
= 
= 
=2.40
1.6.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент валів
1.6(1).Ведучий вал редуктора
= =10389 Вт
= = 1460
= = 
=152.81 
T1= 
= 
= 67.9Нм
1.6.(2). Ведений вал редуктора, він же ведучий для ланцюгової передачі
= 10389 
0.992 0.97= 9876 Вт
= 411
= 
=43 
T2 = T3 = 
= 
= 229 Нм
2. Розрахунок зубчастого зачеплення редуктора.
2.1. Вибираємо марку матеріалу та хіміко-термічну обробку зубів.
Використовуючи табл. 2.1. [2], призначаємо наступні матеріали:
Шестерня - сталь 40хН, термообробка – покращення. Діаметр заготовки до 150 мм, твердість НВ1 =280. Зубчате колесо – сталь 30 ХГС, термообробка – покращення. Діаметр заготовки колеса більше 140 мм, твердість НВ2 =250. Допустимі контактні напруження обчислюються за формулою
Де 
- границя контактної витривалості при базовому числі циклів змін напружень. Для вуглецевої сталі
+70
1 – коефіцієнт довговічності роботи, при числі циклів навантаження більше базового.
,1- коефіцієнт безпеки при контактній деформації, заготовка – поковка.
Для шестерні
Н/мм 
Для колеса
Н/мм 
Розрахункові допустимі напруження.
Н/мм 
Необхідна умова виконана, так як
490 ≤ 1.23 ∙ 518
490 Н/мм2 ≤ 637 Н/мм2
2.2 Розміри зубчастого зачеплення.
2.2.1 Міжосьова відстань.
де К 
= 43 – коефіцієнт, який враховує конструкцію зубчастих коліс та їх матеріал, косозуба передача, матеріал – сталь.
К 
=1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень по довжині контактної лінії за табл. 2.2 [2].
Симетрію розташування зубчастих коліс порушує наявність зірочки ланцюгової передачі на вихідному кінці вала.
для косозубих передач
Згідно з ГОСТ 2185-66 (табл..2.3 [2]) приймаємо Ψba= 0,50
Передаточне відношення для зубчатої передачі
ί р = 3.55
Тоді
мм
Отримане значення міжосьової відстані приймаємо відповідно до
ГОСТ 2185-66 (табл.. 2.4 [2])
а =112 мм
2.2.2 Модуль зачеплення визначаємо згідно з рекомендаціями
= (1.12 …2.24) мм
Відповідно до ГОСТ 9563-60 (табл..2.5[2]) приймаємо нормальний модуль зачеплення
мм.
2.2.3 Кількість зубів та кут нахилу зубів.
Попередньо приймаємо кут нахилу зуба β=10 
, і визначаємо число зубів шестерні та колеса.
Приймаємо 
24; 
86
Визначаємо дійсне передаточне число.
Уточнюємо значення кута нахилу шестерні і колеса.
2.2.4 Діаметри ділильних кіл.
мм
мм
Перевірка: 
мм
2.2.5 Діаметри вершин зубів.
мм
мм
2.2.6 Ширина зубчастих коліс (узгоджуємо з рядом Ra 40,
табл.4.2. [2]).
b2 = Ψba ∙ a = 0,50 ∙ 112 = 56 мм
b1 = b2 +(3 … 5) = 56 + 4 =60 мм
60 мм
2.2.7 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру.
мм
2.2.8 Колова швидкість.
м/с
2.2.9. Призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з ГОСТ1643 – 81
за табл.. 2.6. [2] призначаємо 8- му ступінь точності.
2.3. Перевірочний розрахунок на контактну деформацію.
Контактні напруження
Н/мм 
де Кн – коефіцієнт навантаження.
Кн = Кна∙ Кнβ ∙ Кнν
Кна = 1,09 – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса. Табл. 2.7[2].
Кнβ = 1,15 - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії. Вибираємо для несиметричного розташування зубчатих коліс, тому що симетрію порушує зірочка ланцюгової передачі на веденому валі. Табл.. 2.8[2].
Кнν = 1.00 –динамічний коефіцієнт. Табл.. 2.9 [2].
Кн = 1,09 ∙ 1,15 ∙ 1,00 = 1,3
Н/мм
Відхилення
Висновок: так як 
Н/мм 
< 
Н/мм 
, то умова міцності на контактну витривалість виконана.
2.4 Сили, які діють в зачепленні:
колова сила.
Н
радіальна сила
Н
осьова сила
Н
2.5 Перевірочний розрахунок зубчастих коліс на згинальну витривалість.
2.5.1 Розрахункові коефіцієнти.
коефіцієнт навантаження.
Де 
коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами. Для одноступінчатих циліндричних редукторів 
- коефіцієнт розподілення навантаження по довжині контактної лінії, за табл..2.10 
динамічний коефіцієнт за табл.. 2.11 
КFε = 0,92 – коефіцієнт осьового перекриття, для коефіцієнту перекриття ε = 1,5 та 8-ї ступені точності передачі за табл.2.12 [2] КFε = 0,92.
2.5.2 Коефіцієнт форми зуба.
коефіцієнт, що враховує форму зуба.
Еквівалентна кількість зубів.
Шестерні.
Колеса
Згідно з рекомендаціями табл.2.13 
то
2.6 Допустимі напруження на згин
Де 
- границя витривалості, що відповідає базовому числу циклів по табл.. 2.14 
НВ
Для шестерні
Н/мм 
Для колеса
Н/мм 
коефіцієнт безпеки.
коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу по табл.. 2.14 
.
коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого колеса для поковок за табл.2.15 
.
Допустимі напруження для шестерні.
Н/мм 
для колеса
Н/мм 
2.7 Порівняльна характеристика міцності зуба.
Знаходимо відношення 
Для шестерні
Н/мм 
Для колеса
Н/мм 
Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
2.8 Коефіцієнт нахилу зуба на згин.
2.9 Перевіряємо міцність зуба за умовою міцності на згин.
Н/мм 
≤ 
Висновок: так, як 
Н/мм 
≤ 
Н/мм 
, то умова міцності на згибну витривалість виконана.
3 Розрахунок ланцюгової передачі.
3.1 Вибір ланцюга.
Для привода конвеєра вибираймо однорядний втулково-роликовий ланцюг ГОСТ 13568-75 табл. 3.8 
3.2 Кількість зубів зірочок ланцюгової передачі:
ведучої зірочки.
веденої зірочки
Приймаємо
Z 
=26 Z 
=62
Уточнюємо передаточне число
3.3 Визначення розрахункових коефіцієнтів
коефіцієнт експлуатації;
1.25 - коефіцієнт динамічний табл.3.1 
;
коефіцієнт впливу міжосьової відстані на міцність ланцюга, табл.3.2 
;
коефіцієнт впливу нахилу передачі на міцність ланцюга, при горизонтальному розташуванні за табл.3.3 ;
коефіцієнт впливу метода регулювання натягу ланцюга, при періодичному регулюванні за табл.3.4 ;
коефіцієнт впливу метода мащення ланцюга на міцність ланцюга, при періодичному мащенні за табл.3.5 ;
коефіцієнт впливу періодичності роботи на міцність ланцюга, при роботі в дві зміни за табл.3.6 .
3.4 Визначаємо шаг ланцюга
мм
де 
- питомий допустимий тиск в шарнірах ланцюга, попередньо приймаємо для ланцюга з шагом 19.05 мм за. табл.3.7 
За таблицею 3.8 
приймаємо однорядний ланцюг ПР- 38,1-127 ГОСТ 13568-75, для якого
мм – шаг ланцюга
кН. – руйнуюче навантаження
кг/м – вага 1м ланцюга
мм 
- опорна площа тиску в шарнірі ланцюга.
3.5 Швидкість ланцюга
м/с
3.6 Колова сила
Н
3.7 Тиск в шарнірах ланцюга
Н/мм2
Визначаємо по табл. 3.7 
уточнений допустимий тиск в шарнірах для обраного ланцюга.
Висновок: так як 
=11.6 Н/мм2 < 
Н/мм2, то умова невитискання мастила з шарнірів ланцюга забезпечена.
3.8 Кількість ланок ланцюга
де 
= 
; згідно з рекомендаціями, наведеними в табл.3.2
приймаємо відношення 
Кількість ланок
Lt=2.50 + 0.5(26+70)+ 
= 144.65
Приймаємо кількість ланок парне число
Lt=144
3.9 Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі
мм
Для вільного провисання ланцюга можливе зменшення міжосьової відстані на 0.4%
мм
3.10 Діаметри ділильних кіл зірочок
мм
мм
3.11 Сили, що діють на ланцюг:
колова визначена раніше
Н
від сили інерції
Н
від провисання
Н
де 
- коефіцієнт, враховуючий розташування ланцюга, по табл..3.9[2].
Розрахункове навантаження на вали
Н
3.12 Перевіряємо коефіцієнти безпеки ланцюга
Отримане значення коефіцієнта безпеки порівнюємо з нормативним.
Нормальний коефіцієнт безпеки 
табл. 3.10 
Висновок: Умова міцності ланцюга витримана.
|
|
|
|
|
Дата добавления: 2015-08-31; Просмотров: 630; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы!