Студопедия
Случайная страница | ТОМ-1 | ТОМ-2 | ТОМ-3
АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатика
ИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханика
ОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторика
СоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансы
ХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника

Кинематическая схема привода

Читайте также:
  1. A. схема, отражающая состав и связи данных базы для предметной области
  2. I. Схема эксперимента (а) и схема замещения источника электрической энергии (б).
  3. Puc.1. Схема проблемно ориентированного анализа
  4. Автоматичне керування синхронними електроприводами
  5. Автомобильные усилители. Схема автомобильного усилителя без проводов.
  6. Аналоговые регуляторы на операционных усилителях. Цифровые регуляторы на интегральных микросхемах.
  7. Блок-схема РЛС. Работа приемо-передатчика

 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема

1 – электродвигатель;

2 – цепная передача;

3 – одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор;

4 – муфта упругая;

5 – приводной барабан;

6 – лента конвейерная

 

 

1.2 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт

 

Общий КПД привода ([МУ], с. 25)

, (1)

где – КПД пары цилиндрических зубчатых колёс, ;

– КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, ;

– КПД открытой цепной передачи, ;

– КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ;

 

.

Мощность на валу барабана

; (2)

Требуемая мощность электродвигателя

; (3)

.

Угловая скорость барабана

; (4)

Частота вращения барабана

(5)

.

 

В по требуемой мощности Ртр = 13,72кВт с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии АО2, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об./мин АО2-64-4 У3, с параметрами

Рдв = 17 кВт и скольжением 5,1% (ГОСТ 19 523-81). Номинальная частота вращения п дв = 1500 – ((3,3/100)∙1500) = 1450,5 об./мин , а угловая скорость

(6)

 

Проверим общее передаточное отношение

; (7)

,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 7 и 36 (большее значение принимать не рекомендуется).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 для цепной передачи .

Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал А 151,82 рад/с
Вал В 1450,5/5 = 290,1 об./мин 151,82/5 = 30,36 рад/с
Вал С 84,93об./мин (см. выше) 8,89 рад/с

 

 

Вращающие моменты:

на валу шестерни

(8)

 

 

на валу колеса

 

(9)

 

.

 

 

2 Расчёт зубчатых колёс редуктора

Материал шестерни – Сталь 50, улучшение, твердость 350 НB

Материал колеса – Сталь 50, улучшение, твердость 330 НB

Lh=3∙270∙2∙8=25920x

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (6.33 ч.1[2])

- при расчете на контактную прочность

Для шестерни

(10)

-для колеса

(11)

-при расчете на изгиб

- для шестерни

-для колеса

(12)

где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении

Найдем коэф. долговечности (Zn и Yn)- при расчете на контактную прочность

- для шестерни

т.к. Nнe > Nнo

(13)

 

где:Nно1 = 3.60 × 107 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 350 HB (рис. 9.11[1])

- для колеса

т.к. Nнe < Nнo

(14)

 

где:Nно2 = 3.16 × 107 циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 330 HB (рис. 9.11[1])

 

– при изгибе

- для шестерни

(15)

 

Принимаем Yn1 = 1

-для колеса

Принимаем Yn2 = 1

где: Nfo = 4.00 × 106 циклов – базовое число циклов (стр. 134 ч.1[2])

 

Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости (табл. 9.8[1])

sн limb1=2 × HB + 70 = 2 × 350 + 70 = 770.00 МПа

sн limb2=2 × HB + 70 = 2 × 330 + 70 = 730.00 МПа

 

Допускаемые контактные напряжения (9.10 [1])

 

где: Sн = 1.1 – коэф. безопасности (прим. к 9.10 [1])

Для передач с прямым зубом принимают наименьшее

 

Предел выносливости на изгиб (табл. 9.8[1])

sf limb1= HB + 260 = 350 + 260 = 610.00 МПа

sf limb2= HB + 260 = 330 + 260 = 590.00 МПа

 

Допускаемые напряжения при изгибе (9.14 [1])

 

где: Sf = 1.70 – коэф. безопасности (прим. к 9.14[1])

Ya = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)

Yr = 1.20 – коэф. учитывающий шероховатость поверхности

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

, (16)

где Ka– коэффициент для прямозубой передачи, Ka=49,5, [1, с. 32],

U – передаточное число редуктора,

Т– вращающий момент на ведомом валу,

КН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, КН=1,15, [1, с.32];

H] – допускаемое контактное напряжение,

ψba – коэффициент ширины венца, ψba=0,3,

мм

Принимаем аω= 200мм

Определение модуля передачи.

(17)

Принимаем стандартное значение по ГОСТ 2185 - 66:

Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

Z= , (18)

где – межосевое расстояние, =200 мм;

m – нормальный модуль зацепления, m=4 мм.

Z= =10

Принимаем Z=100.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

, (19)

 

где Z= 100 – суммарное число зубьев.

Z1= =16,67.

Принимаем Z1=17.

Определяем число зубьев колеса:

Z2= Z -Z1, (20)

Z2=100-17=83.

Уточняем передаточное число

(21)

 

где Z1 – число зубьев шестерни, Z1=17;

Z2 – число зубьев колеса, Z2=83.

U= 4,9 (22)

Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

(23)

 

диаметры вершин

(24)

мм

мм

Проверяем межосевое расстояние:

aw= мм

Ширина венца колеса:

(25)

Примем b2=60 мм

Ширина венца шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(26)

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

 

υ= , (27)

где -угловая скорость шестерни

d1 – делительный диаметр шестерни.

υ =151,82⋅68/2⋅103=5,16м/с.

При данной скорости (до 10 м/с) принимаем 8 степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

, (28)

где KHB – коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца, KHB=1,03,[1, табл. 3.5];

K- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями, K=1 -для прямозубых

[1, табл. 3.4];

KHV – динамический коэффициент, KHV=1,05 [1, табл. 3.6].

Кн=1,03∙1∙1,05=1,082.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

 

(29)

 

где aω – межосевое расстояние,

310-коэффициент для прямозубых колес.

 

 

σH=411,13МПа< =436МПа.

 

< .

Определяем силы, действующие в зацеплении.

 

Определяем окружную силу:

Ft= , (30)

где Т– вращающий момент на валу шестерни,

d– делительный диаметр шестерни,

 

Ft=2∙90,35∙1000/68=2657H

(31)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

по формуле

(32)

Здесь коэффициент нагрузки КF = КFB KFv(см. с. 42).

По табл. 3.7 при ψbd = 0.56, твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFB = 1,065.

По табл. 3.8 KFv = 1,2.

Таким образом, коэффициент

KF = 1,065 ∙ 1,45 = 1,28;

YF — коэффициент, учитывающий форму

зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

YF1 = 4,28 и Y F2 = 3,61

Допускаемое напряжение по формуле

(33)

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости

НВ < 350 1.8НВ.

Для шестерни

= 1,8∙350=630МПа;

для колеса

= 1,8 ∙ 330= 594 МПа

 

[SF] = [SF]' [SF]" - коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле C.24)], где

[SF]' = 1,75 (по табл. 3.9), [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

/YF

для шестерни

360/4,28=84,11

для колеса

339,43/3,61=94,02

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты YB и KFa

[см. гл. III, пояснения к формуле C.25)]:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия

eа =1,5 и 8-й степени точности KF =0.92

 

 

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

 

(34)

Условие прочности выполнено.

 

 

3 Предварительный расчёт валов редуктора

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.

Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.


Дата добавления: 2015-10-13; просмотров: 111 | Нарушение авторских прав


Читайте в этой же книге: Выходной вал | Конструктивные размеры корпуса редуктора | Первый этап компоновки редуктора | Проверка долговечности подшипников | Расчет соединения вал-звездочка | Выбор сорта масла |
<== предыдущая страница | следующая страница ==>
ДЕЙСТВИЕ ВТОРОЕ| Определение геометрических параметров ступеней валов

mybiblioteka.su - 2015-2024 год. (0.031 сек.)