Определение передаточного числа привода и его ступеней.

↑

▷ Содержание

Стр 1 из 6Следующая ⇒

Выбор двигателя.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

, где

η_рем = 0,97 – КПД ременной передачи [табл 1.1]

η_пдш = 0,99 – КПД подшипников качения (3 пары), [табл 1.1]

η_цил = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи. [табл 1.1]

η _муф = 1 – КПД муфты неразборной

Угловая скорость вала привода

ω =2π*n_м /60= 2*3,14*50/60=5,23

Определим требуемую мощность двигателя:

Р_{вых вала} = Тн*ω /η = 1770 Вт

Выбираем тип двигателя с учетом Р_дв ³ Р_{вых вала} Выбираем двигатель типа 4A90L4, Р_дв = 2,2 кВт с S = 5,1%, Т_пус/Т_ном = 2

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

U_общ = n_ном/n_{вых вала} = 1423,5/50=28,47

n_ном = n_c - n_c*S = 1500 – 1500*0.051 = 1423,5 об/мин

Uр=28,47/2.9=9,82

Принимаем, что U_зп1 = 3,15 U_зп2=3,15

1.3Расчёт мощности на валах.

РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор сечения ремня по номограмме ГОСТ 1284.3 – 96, для - сечение А (по стр.134[1])

Крутящий момент:

Диаметр ведущего шкива - по эмпирической формуле:

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 (стр.120[1]) и принимаем .

Диаметр ведомого шкива (эмпирическая зависимость)

Для передач с регулируемым натяжением ремня =0.01

Округляем до стандартного значения по ГОСТ 17383 – 73 и принимаем .

Уточнение передаточного отношения

Интервал межосевого расстояния

Где -высота сечения ремня(табл7.7[1])

Расчетная длина ремня

стандартное значение по ГОСТ 1284.1 – 80 принимаем .

Уточнение межосевого расстояния

Угол обхвата меньшего шкива

Необходимое для передачи заданной мощности число ремней

,

где - заданная для передачи мощность, кВт;

- мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1,71 кВт;

- коэффициент режима работы – легкий, по ГОСТ 1284.3 – 96 =1;

(по таблице№7.10[1])

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, по ГОСТ 1284.3-96 для L=2500 мм =1,1;

(по таблице№7.9[1])

- коэффициент угла обхвата, по ГОСТ 1284.3 – 96 для =0,96(стр.135 [1]);

- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, по ГОСТ 1284.3 – 97 предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент =0,95. (стр 322[1])

Принимаем z = 2

Линейная скорость ремня:

Предварительное натяжение ветви одного ремня в ньютонах:

,

где – коэффициент, учитывающий центробежную силу, для сечения А:

=0,1 .

Сила, действующая на валы

Силы, действующие в ременной передаче:

Окружная сила:

Начальная сила:

Сила натяжения ведущей ветви:

Рабочий ресурс передачи:

2.Расчет тихоходной цилиндрическойраздвоенной косозубой передачи.

Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40X с улучшенной твёрдостью HB 270; для колеса – сталь 40X с улучшенной твёрдостью HB 245. (по табл 3.3; «Курсовое проектирование деталей машин» Чернавский)

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9)

, МПа

где: σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*245 + 70 = 560 МПа

для шестерни: = 2*270 + 70 = 610 Мпа

где К_НL – коэффициент долговечности

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[n_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [n_H] = 1,1 1,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10)

= 0.45(508+467)=438,75 МПа.

Требуемое условие 1,23 выполнено.

Где как правило =

Выбор материала.

Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 40X, объёмная закалка, твердость HB 270; для колеса – сталь 40X, объёмная закалка, твердость HB 245

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9)

, МПа

где: σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости, МПа;

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

, МПа

для шестерни: = 2*270 + 70 = 610 Мпа

для колеса: = 2* 245+ 70 = 560 МПа

К_НL – коэффициент долговечности

,

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,1 1,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10)

= 0.45(508+466,6)=438,6 МПа.

Требуемое условие 1,23 выполнено.

Ведущий вал.

Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [τ_к] = 25 МПа:

где Т – крутящий момент на валу, - допускаемое напряжение на кручение

Примем диаметр ведущего вала 20 мм

20 мм - диаметр вала в месте посадки подшипника;

25 мм - диаметр под ведущей шестернёй

Промежуточный вал.

Диаметр выходного конца:

Принимаем диаметр под шестернёй =35 мм;

такой же диаметр выполним под зубчатым колесом = 35 мм

30 мм - диаметр вала в месте посадки подшипника;

- диаметр ступицы колеса, ;

- длина ступицы червячного колеса, ;

Ведомый вал.

;

- диаметр вала в месте посадки подшипника;

- диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса;

4.4.Конструкционные размеры шестерни и колеса.

Промежуточный вал.

Проведем шпонку под колесом.

; ; ; ; длина шпонки ; момент на валу ;

Ведомый вал.

Проведем шпонку под зубчатым колесом.

; ; ; ; длина шпонки ; момент на ведущем валу ;

Проведем проверку прочности сечения, передавающего вращающий момент вала зубчатого колеса к муфте.

; ; ; ; длина шпонки ; момент на ведущем валу ;

Условия прочности выполнены на всех валах.

Уточненный расчет валов.

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Для изготовления всех валов принимаем сталь 40Х улучшенную с твёрдостью НВ 270.

Ведущий вал:

При диаметре заготовки до 120 мм среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А:

Это сечение рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

При d=18 мм , :

Момент сопротивления кручению

Принимаем , , .

масштабные факторы и (см. табл.6,6); коэффициенты и

Коэффициент запаса прочности получился больше стандартного это удовлетворяет условию, следовательно, не имеет смысла проверять остальные сечения, так как их диаметр был увеличен.

Промежуточный вал.

Материал вала сталь 45 нормализованная; (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости и .

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении равен 45мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166).

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

.

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом и диаметром вала 35мм: ; ; коэффициенты и (см. с. 163 и 166).

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

;

Суммарный изгибающий момент в сечении В-В:

;

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Условие прочности выполнено.

Ведомый вал.

Материал вала сталь 45 нормализованная; (см. табл. 3.3).

Пределы выносливости и .

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении равен 55мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166).

Крутящий момент .

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

.

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В. Диаметр вала в этом сечении равен 45мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: и (см. табл.8.5); масштабные факторы и (см. табл.8.8); коэффициенты и (см. с. 163 и 166).

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

;

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

.

Момент сопротивления кручению:

Момент сопротивлению изгибу:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

; среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Выбор двигателя.

Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

, где

η_рем = 0,97 – КПД ременной передачи [табл 1.1]

η_пдш = 0,99 – КПД подшипников качения (3 пары), [табл 1.1]

η_цил = 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи. [табл 1.1]

η _муф = 1 – КПД муфты неразборной

Угловая скорость вала привода

ω =2π*n_м /60= 2*3,14*50/60=5,23

Определим требуемую мощность двигателя:

Р_{вых вала} = Тн*ω /η = 1770 Вт

Выбираем тип двигателя с учетом Р_дв ³ Р_{вых вала} Выбираем двигатель типа 4A90L4, Р_дв = 2,2 кВт с S = 5,1%, Т_пус/Т_ном = 2

Определение передаточного числа привода и его ступеней.

U_общ = n_ном/n_{вых вала} = 1423,5/50=28,47

n_ном = n_c - n_c*S = 1500 – 1500*0.051 = 1423,5 об/мин

Uр=28,47/2.9=9,82

Принимаем, что U_зп1 = 3,15 U_зп2=3,15

1.3Расчёт мощности на валах.

Познавательные статьи:



Техника нижней прямой подачи мяча

Комплекс физических упражнений для развития мышц плечевого пояса

Стандарт Порядок надевания противочумного костюма

Общеразвивающие упражнения без предметов