Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Кинематический расчет привода

Кинематический расчет привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода. Силовые и кинематические параметры привода, расчет клиноременной и закрытой косозубой цилиндрической передач. Расчет валов и подшипников, конструирование корпуса редуктора.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	курсовая работа
Язык	русский
Дата добавления	17.12.2013
Размер файла	209,0 K

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Страница:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода
1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
2. Расчет клиноременной передачи
2.1 Проектный расчет
2.2 Проверочный расчет
3. Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи
3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса
3.3 Проектный расчёт
3.4 Проверочный расчёт
4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
5. Конструирование корпуса редуктора
6. Проверочный расчет шпоночных соединений
6.1 Быстроходный вал
6.2 Тихоходный вал
7. Проверочный расчет валов
7.1 Быстроходный вал
7.2 Тихоходный вал
8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
8.1 Быстроходный вал
8.2 Тихоходный вал
9. Подбор муфты
10. Выбор смазочных материалов
11. Список литературы

1. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Угловая скорость вращения мешалки:

_рм = 3,14n/30 = 3,14•70/30 = 7,3 рад/с,

Где n - частота вращения мешалки, об/мин.

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Р_рм = T_рм,

где T - момент сопротивления вращению, кН•м.

Р_рм = 0,37,3 = 2,20 кВт.

Определим общий КПД привода

= _зп_оп_м²_пк_пс,

где _зп - КПД закрытой передачи;

_оп - КПД открытой передачи;

_м - КПД муфты;

_пк - КПД одной пары подшипников качения;

_пс - КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

= 0,970,950,980,99²0,985 = 0,872.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Р_дв = Р_рм/ = 2, 20/0,872 = 2,52 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ112MB8У3 с номинальной мощностью Р_ном = 3 кВт и номинальной частотой вращения n_ном = 700 об/мин.

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем передаточное число привода:

u = n_ном/n_рм = 700/70 = 10.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u_зп = 3,15:

u_оп = u/u_зп = 10/3,15 = 3,17.

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Вал двигателя:

n_дв = n_ном = 700 об/мин;

_дв = n_дв/30 = 3,14700/30 = 73,3 рад/с; P_дв = 2,52 кВт;

Т_дв = Р_дв/_дв = 2,521000/73,3 = 34 Нм.

Быстроходный вал:

n₁ = n_дв/u_оп = 700/3,17 = 220,5 об/мин;

₁ = _дв/u_оп = 73,3/3,17 = 23,1 рад/с;

Р₁ = Р_дв_оп_пк = 2,520,950,99 = 2,37 кВт;

Т₁ = Т_двu_оп_оп_пк = 343,170,950,99 = 103 Нм.

Тихоходный вал:

n₂ = n₁/u_зп = 220,5/3,15 = 70 об/мин;

₂ = ₁/u_зп = 23,1/3,15 = 7,3 рад/с;

Р₂ = Р₁_зп_пк = 2,370,970,99 = 2,28 кВт;

Т₂ = Т₁u_зп_зп_пк = 1033,150,970,99 = 311 Нм.

Приводной вал рабочей машины:

n_рм = n₂ = 70 об/мин;

_рм = ₂ = 7,3 рад/с;

Р_рм = Р₂_м_пс = 2,280,980,985 = 2,20 кВт;

Т_рм = Т₂_м_пс = 3110,980,985 = 300 Нм.

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

привод редуктор двигатель подшипник

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет

Определим сечение ремня по номограмме [1, рисунок 5.2]

при P₁ = 2,52 кВт, n₁ = 700 об/мин, сечение: А.

где P₁ - мощность на валу электродвигателя, кВт;

n₁ - частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Определим минимально допустимый диаметр малого шкива по таблице [1, таблица 5.4] при T₁ = 34 Н•м, d_1min = 90 мм. Примем d₁ = 112 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива

d₂ = 0,98ud_1,

где u - передаточное отношение клиноременной передачи

d₂ = 0,98•3,17•112 = 348 мм.

Округляем полученное значение до стандартного, т.е. d₂ = 355 мм.

Определим фактическое передаточное число

u_ф = d₂/ (0,985d₁) = 355/ (0,985•112) = 3,22.

Фактическое передаточное число отличается от заданного на 1,51 % < 3%. Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

a = 0,55• (d₁ + d₂) + h,

где h - высота сечения клинового ремня [1, таблица К31]

a = 0,55• (112 + 355) + 9 = 265,85 мм.

Определим расчетную длину ремня

= 2•265,85 + 3,14• (355 + 112) /2 +

+ (355 - 112) ²/4a = 1320,42 мм.

Полученное значение округляем до стандартного: l = 1400 мм.

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

= (2•1400 + 3,14• (355 + 112) + ( (2•1400 - 3,14• (355 + 112)) ² - 8• (355 - 112) ²) ^1/2) /8 = 309 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива

₁ = 180 - 57• (d₂ - d₁) /a = 180 - 57• (355 - 112) /309 = 135.

Угол ₁ должен быть больше 120. Условие выполнено.

Определим скорость ремня

v = d₁n₁/60000 [v],

где [v] - допускаемая скорость

v = 3,14•112•700/60000 = 4,10 < 25 м/с.

Частота пробегов ремня:

U = v/l [U],

где [U] - допускаемая частота пробегов, с^-1;

l - длина ремня, м

U = 4,10/1,4 = 2,9 < 30 с^-1.

Определяем окружную силу, передаваемую ремнем

F_t = P₁•1000/v = 2,52•1000/4,10 = 614 Н.

Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

[P_п] = [P₀] C_рCC_lC_z,

где

[P₀] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [1, таблица 5.5];

С_р - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

С - коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве;

С_l - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

С_z - коэффициент числа ремней в комплекте.

Эти поправочные коэффициенты выбираем по [1, таблица 5.2].

[P_п] = 0,95•0,9•0,88•0,99•0,9 = 0,67 кВт.

Определим количество клиновых ремней

z = P₁/ [P_п] = 2,52/0,67 = 3,76.

Примем z = 4.

Сила предварительного натяжения одного клинового ремня

F₀ = 850•P₁•C_l/ (zvCC_p) = 850•2,52•0,99/ (4•4,10•0,88•0,9) = 163 Н.

Определим силы натяжения ветвей одного клинового ремня

F₁ = F₀ + F_t/2z = 163 + 614/ (2•4) = 240 Н,

F₂ = F₀ - F_t/2z = 163 - 614/ (2•4) = 86 Н.

Сила давления комплекта клиновых ремней на вал

F_оп = 2F₀zsin (₁/2) = 2•163•4•sin (135/2) = 1207 Н.

2.2 Проверочный расчет

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

_max = ₁ + _и + ? [] _р,

где ₁ - напряжения растяжения, Н/мм²;

_и - напряжения изгиба, Н/мм²;

_v - напряжения от центробежных сил, Н/мм²;

[] _р - допускаемое напряжение растяжение напряжения, Н/мм²

₁ = F₀/A + F_t/2zA = 163/81 + 614/ (2•4•81) = 2,96 МПа;

_и = Е_иh/d_1,

где Е_и - модуль продольной упругости при изгибе, Н/мм².

_и = 80•9/112 = 6,43 Н/мм²;

_v = v²•10^-^6,

где - плотность материала ремня, кг/м³;

v - скорость ремня, м/с

_v = 1250•4,10²•10^-6 = 0,02 м/с,

_max = 2,96 + 6,43 + 0,02 = 9,41 < 10 МПа.

Условие выполнено.

3. Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

По [1, таблица 3.1] выбираем марку стали: для шестерни - 40Х, твёрдость ? 350 НВ₁; для колеса - 40Х, твёрдость ? 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср - НВ_2ср = 20…50.

По [1, таблица 3.2] определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB₁, термообработка - улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка - улучшение, S_пред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB_1ср = (269 + 302) /2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262) /2 = 248,5.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

K_HL = (N_H₀/N) ^1/^6,

гдеN_H₀ - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [1, таблица 3.3];

N - число циклов перемены за весь срок службы

N = 573L_h,

Где - угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h - срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = ₂L_h = 5737,325000 = 104572500; N_H₀₂ = 16,3710⁶.

Для шестерни: N₁ = uN₂ = 3,15104572500 = 329403375; N_H₀₁ = 22,6210⁶.

Коэффициент долговечности:

для шестерни K_HL₁ = (22,6210⁶/329403375) ^1/6 = 0,640,для колеса K_HL₂ = (16,3710⁶/104572500) ^1/6 = 0,734.

Так как N₁ > N_H₀₁, а N₂ > N_H₀₂, то принимаем K_HL₁ = 1, K_HL₂ = 1.

По [1, таблица 3.1] определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H₀:

для шестерни [] _Н₀₁ = 1,8НВ_1ср + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

для колеса [] _Н₀₂ = 1,8НВ_2ср + 67 = 1,8248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[] _Н₁ = K_HL₁ [] _Н₀₁ = 1580,9 = 580,9 Н/мм^2,для колеса

[] _Н₂ = K_HL₂ [] _Н₀₂ = 1514,3 = 514,3 Н/мм².

Так как НВ_1ср - НВ_2ср = 285,5 - 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом: [] _Н = 514,3 Н/мм².

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

K_FL = (N_F₀/N) ^1/^6,

Где N_F₀ = 410⁶ - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N - число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни K_FL₁ = (410⁶/329403375) ^1/6 = 0,479;

для колеса K_FL₂ = (410⁶/104572500) ^1/6 = 0,580.

Так как N₁ > N_F₀₁, а N₂ > N_F₀₂, то принимаем K_FL₁ = 1, K_FL₂ = 1.

По [1, таблица 3.1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F₀:

для шестерни [] _F₀₁ = 1,03НВ_1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм²;

для колеса [] _F₀₂ = 1,03НВ_2ср = 1,03248,5 = 256 Н/мм²;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[] _F₁ = K_FL₁ [] _F₀₁ = 1294,1 = 294,1 Н/мм^2,для колеса

[] _F₂ = K_FL₂ [] _F₀₂ = 1256 = 256 Н/мм².

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[] _F = 256 Н/мм².

3.3 Проектный расчёт

Определим межосевое расстояние:

Где К_а - вспомогательный коэффициент;

T₂ - крутящий момент на валу колеса, Нм;

_a - коэффициент ширины венца колеса;

K_H - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба

a_w 43 (3,15 + 1) (31110³1/ (0,253,15²514,3²)) ^1/3 = 137,14 мм,

Полученное значение округляем до стандартного a_w = 140 мм.

Определим модуль зацепления:

Где

К_m - вспомогательный коэффициент;

d₂ = 2a_wu/ (u + 1) = 21403,15/ (3,15 + 1) = 212,53 мм

- делительный диаметр колеса;

b₂ = _aa_w = 0,25140 = 35 мм

- ширина венца колеса

m 25,831110³/ (212,5335256) = 1,89 мм.

Полученное значение модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

Минимальный угол наклона зубьев:

_min = arcsin (3,5m/b₂) = arcsin (3,52/35) = 11,54.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z = 2a_wcos_min/m = 2140cos (11,54) /2 = 137,17.

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев:

= arccos (zm/ (2a_w)) = arccos (1372/ (2140)) = 11,89.

Число зубьев шестерни:

z₁ = z/ (1 + u) = 137/ (1 + 3,15) = 33,01.

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа z₁ = 33.

Число зубьев колеса:

z₂ = z - z₁ = 137 - 33 = 104.

Определяем фактическое передаточное число и его отклонение:

u_ф = z₂/z₁ = 104/33 = 3,15;

(|3,15 - 3,15|/3,15) 100% = 0 < 4 %.

Определим фактическое межосевое расстояние

a_w = (z₁ + z₂) m/ (2cos) = (33 + 104) 2/ (2cos11,89) = 140 мм.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = mz₁/cos = 233/cos11,89 = 67,4 мм;

d₂ = mz₂/cos = 2104/cos11,89 = 212,6 мм.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a₁ = d₁ + 2m = 67,4 + 22 = 71,4 мм;

d_a₂ = d₂ + 2m = 212,6 + 22 = 216,6 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f₁ = d₁ - 2,4m = 67,4 - 2,42 = 62,6 мм;

d_f₂ = d₂ - 2,4m = 212,6 - 2,42 = 207,8 мм.

Определим силы в зацеплении:

окружная F_t = 2T₂10³/d₂ = 231110³/212,6 = 2926 Н;

радиальная F_r = F_ttan20/cos = 29260,364/cos11,89 = 1088 Н;

осевая F_a = F_ttan = 2926tan11,89 = 616 Н.

3.4 Проверочный расчёт

Проверим условие пригодности заготовок колёс:

D_заг = d_a₁ + 6 = 71,4 + 6 = 77,4 мм < D_пред;

S_заг = b₂ + 4 = 35 + 4 = 39 мм < S_п_ред.

Условия выполнены.

Проверим контактные напряжения

Где К - вспомогательный коэффициент;

К_Н - коэффициент распределения нагрузки [1, рисунок 4.2];

K_Н - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

К_Н_v - коэффициент динамической нагрузки [1, таблица 4.3].

Окружная скорость колёс:

v = ₂d₂/ (210³) = 7,3212,6/2000 = 0,78 м/с.

Степень точности передачи [1, табл.4.2] равна 9.

Расчётное контактное напряжение:

_Н = 376 ( (2926 (3,15 + 1) / (212,635)) 1,111,01) ^1/2 = 506,5 < 514,3 Н/мм².

Полученное значение меньше допустимого на 1,5%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:

_F₂ = Y_F₂YF_tK_FK_FK_Fv/ (b₂m) ? [] _F₂;

_F₁ = _F₂Y_F₁/Y_F₂ ? [] _F_1,

гдеK_F - коэффициент распределения нагрузки;

K_F - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_Fv - коэффициент динамической нагрузки [1, таблица 4.3];

Y_F - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса [1, таблица 4.4];

Y = 1 - /140 = 0,92 - коэффициент наклона зуба.

_F₂ = 3,60,922926111,04/ (352) = 143,2 < 256 Н/мм²;

_F₁ = 143,23,75/3,6 = 149,2 < 294,1 Н/мм².

Условия выполнены.

4. Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяем по формулам [1, таблица 7.1].

Быстроходный вал (вал-шестерня):

(10310³/ (0,210)) ^1/3 = 37,21 мм;

Где Т - вращающий момент на валу, Нм;

[] _к - допускаемые напряжения на кручение, Н/мм².

Полученное значение округляем до стандартного d₁ = 38 мм. Длина ступени под шкив:

l₁ = (1,0…1,5) d₁ = (1,0…1,5) 38 = 38…57 мм,

принимаем l₁ = 55 мм.

Размеры остальных ступеней:

d₂ = d₁ + 2t = 38 + 22,5 = 43 мм, принимаем d₂ = 45 мм;

l₂ 1,5d₂ = 1,545 = 67,5 мм, принимаем l₂ = 65 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 45 + 3,22,5 = 53 мм, принимаем d₃ = 53 мм;

d₄ = d₂.

Тихоходный вал (вал колеса):

(31110³/ (0,215)) ^1/3 = 46,98 мм, принимаем d₁ = 48 мм;

l₁ = (0,8…1,5) d₁ = (0,8…1,5) 48 = 38,4…72 мм, принимаем l₁ = 70 мм;

d₂ = d₁ + 2t = 48 + 22,8 = 53,6 мм, принимаем d₂ = 55 мм;

l₂ 1,25d₂ = 1,2555 = 68,75 мм, принимаем l₂ = 65 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 55 + 3,23 = 64,6 мм, принимаем d₃ = 65 мм;

d₄ = d₂;

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии:

· для быстроходного вала: 209;

· для тихоходного: 211.

5. Конструирование корпуса редуктора

Определим толщину стенки корпуса

= 1,2Т^1/4 = 1,2• (311) ^1/4 = 5,04 6 мм,

где Т - вращающий момент на тихоходном валу, Н•м.

Принимаем = 6 мм.

Зазор между внутренними стенками корпуса и деталями

а = (L) ^1/3 + 3 = 284^1/3 + 3 = 10 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b₀ 4a= 40 мм.

Диаметры приливов для подшипниковых гнезд:

вал 1: для привертной крышки D_П = D_ф + 6 = 119 + 6 = 125 мм,

вал 2: для привертной крышки D_П = D_ф + 6 = 142 + 6 = 148 мм,

где D_ф - диаметр фланца крышки подшипника, мм.

Диаметры винтов привертных крышек подшипника: d₁ = 8 мм, d₂ = 10 мм; число винтов: z₁ = 4, z₂ = 6.

Диаметр винтов крепления крышки к корпусу находим по формуле

d = 1,25 (Т) ^1/3 = 1,25• (311) ^1/3 = 8,47 ? 10 мм,

Принимаем d = 10 мм.

Размеры конструктивных элементов крепления крышки редуктора к корпусу (для болтов):

ширина фланца крышки корпуса K = 2,35d = 23,5 мм,

расстояние от торца фланца до центра болта С = 1,1d = 11 мм.

диаметр канавки под шайбочку D 2d = 20 мм.

высота прилива в корпусе h = 2,5d = 25 мм.

Для винтов: K₁ = 2,1d = 21 мм, С₁ = 1,05d = 10,5 мм.

Высоту прилива в крышке под стягивающий болт (винт) определяем графически, исходя из условия размещения головки болта (винта) на плоской опорной поверхности вне кольцевого прилива под подшипник большего диаметра. Диаметр штифта d_шт = 0,75d = 8 мм.

Диаметр винта крепления редуктора к раме d_ф = 1,25d = 14 мм, количество винтов z = 4. Высота ниши h₀= 2,5 (d_ф + ) = 50 мм, длина опорной поверхности в месте крепления редуктора к раме l = 2,4d_ф + = 39,6 мм, высота прилива под винт h = 1,5d_ф = 21 мм, расстояние от боковой поверхности корпуса до центра винта с = 1,1d_ф = 15,4 мм.

Размеры проушины в виде ребра с отверстием: толщина ребра s = 2,5 = 15 мм, диаметр отверстия d = 3 = 18 мм, радиус проушины R = d. Размеры проушины, выполненной в виде сквозного отверстия в крышке: сечение (bb) отверстия b = 3 = 18 мм, радиус дуги из вершины крышки для определения границы отверстия а = 1,7 = 10,2 мм.

6. Проверочный расчет шпоночных соединений

6.1 Быстроходный вал

Шпонка под шкив призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 128, длина 45 мм, диаметр вала d = 38 мм.

Определяем напряжение смятия

,

где

T - передаваемый момент, Н•м;

d - диаметр вала, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза, мм.

_см = 2•10³•103/ (38•33• (8 - 5)) = 55 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [] _см = 100 МПа.

6.2 Тихоходный вал

Шпонка под зубчатое колесо призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 1610, длина 50 мм, диаметр вала d = 55 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•10³•311/ (55•34• (10 - 6)) = 83 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [] _см = 100 МПа.

Шпонка под полумуфту призматическая со скругленными краями по ГОСТ 23360-78: сечение 149, длина 50 мм, диаметр вала d = 48 мм.

Определяем напряжение смятия

= 2•10³•311/ (48•36• (9 - 5,5)) = 93 МПа.

Полученное значение не превышает допустимого [] _см = 100 МПа.

7. Проверочный расчет валов

7.1 Быстроходный вал

Силы, действующие на вал:

F_t_С = 2926 Н; F_r_С = 1088 Н; F_a_С = 616 Н; F_оп = 1207 Н - сила от действия ременной передачи.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

М_В (x) = 0;

М_В (x) = F_tC•l_BC + R_Dy• (l_BC + l_CD) = 0;

R_Dy = - F_tC•l_BC/ (l_BC + l_CD) = - 2926•0,05/ (0,05 + 0,055) = - 1393 Н.

М_В (y) = 0;

М_В (y) = F_оп•l_AB + F_aC•d_C/2 - F_rC•l_BC + R_Dx• (l_BC + l_CD) = 0;

R_Dx = ( - F_оп•l_AB - F_aC•d_C/2 + F_rC•l_BC) / (l_BC + l_CD) = ( - 1207•0,11 - 616•0,067/2 + 1088•0,05) / (0,05 + 0,055) = - 943 Н.

М_D₍x) = 0;

М_D₍x) = - R_В_y• (l_BC + l_CD) - F_t_С•l_CD = 0;

R_В_y = - F_t_С•l_CD/ (l_BC + l_CD) = ( - 2926•0,055/ (0,05 + 0,055) = - 1533 Н.

М_D₍y) = 0;

М_D₍y) = F_оп• (l_АВ + l_BC + l_CD) - R_В_x• (l_BC + l_CD) + F_aC•d_C/2 + F_rC•l_CD = 0;

R_В_x = (F_оп• (l_АВ + l_BC + l_CD) + F_aC•d_C/2 + F_rC•l_CD) / (l_BC + l_CD) = (1207• (0,11 + 0,05 + 0,055) + 616•0,067/2 + 1088•0,055) / (0,05 + 0,055) =3238 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ: 0 ? z ? 0,11;

M_x (z) = 0; M_x (0) = 0 Н•м; M_x (0,11) = 0 Н•м.

M_y (z) = F_оп•z; M_y (0) = 0 Н•м; M_y (0,11) = 1207•0,11 = 133 Н•м.

T = - 103 Н•м на всем участке.

M (0) = (М²_х + М²_у) ^1/2.

M (0) = 0 Н•м; M (0,11) = (0² + 133²) ^1/2 = 133 Н•м.

Участок ВС: 0 ? z ? 0,05;

M_x (z) = - R_В_y•z; M_x (0) = 0 Н•м; M_x (0,05) = - 1533•0,05 = 77 Н•м.

M_y (z) = F_оп• (l_AB + z) - R_Вх•z;

M_y (0) = 1207•0,11 = 133 Н•м;

M_y (0,05) = 1207• (0,11 + 0,05) - 3238•0,05 = 31 Н•м.

T = - 103 Н•м на всем участке.

M (0) = (0² + 133²) ^1/2 = 133 Н•м; M (0,05) = (77² + 31²) ^1/2 = 83 Н•м.

Участок CD: 0 ? z ? 0,055;

M_x (z) = - R_В_y• (l_BC + z) - F_t_С•z;

M_x (0) = - 1533•0,05 = 77 Н•м;

M_x (0,055) = - 1533• (0,05 + 0,055) - 2926•0,055 = 0 Н•м.

M_y (z) = F_оп• (l_AB + l_BC + z) - R_B_х• (l_BC + z) + F_rC•z + F_aC•d_C/2;

M_y (0) = 1207• (0,11 + 0,05) - 3238•0,05 + 616•0,067/2= 52 Н•м;

M_y (0,055) = 1207• (0,11 + 0,05 + 0,055) - 3238• (0,05 + 0,055) + 616•0,067/2 + 1088•0,055 = 0 Н•м.

T = 0 Н•м на всем участке.

M (0) = (77² + 52²) ^1/2 = 93 Н•м; M (0,055) = 0 Н•м.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

_a - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

_a = _и = 10³М/W,

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

W = d³/32 = 3,14•45³/32 = 8942 мм^3,_a = _и = 10³•133/8942 = 14,85 МПа,

_m = 4F_a/ (d²) = 4•616/ (3,14•45²) = 388 МПа.

S = 410/ (1,9•14,85/ (0,73•0,94) + 0,27•388) = 1,81.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

_a - амплитуда цикла касательных напряжений;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

_a = _m = 0,5•10³T/W_к,

где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

W_к - момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

W_к = d³/16 = 3,14•45³/16= 17883 мм^3,_a = _m = 0,5•10³•103/17883 = 2,88 МПа.

S = 240/ (1,74•2,88/ (0,73•0,94) + 0,1•2,88) = 31,62.

S = 1,81•31,62/ (1,81² + 31,62²) ^1/2 = 1,81.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

7.2 Тихоходный вал

Силы, действующие на вал:

F_tB = 2926 Н; F_rB = 1088 Н; F_aB = 616 Н; F_м = 250•Т^1/2 = 250•311^1/2 = 4409 Н - консольная сила муфты.

Неизвестные реакции в подшипниках найдем, решая уравнения моментов относительно опор:

М_A (x) = 0;

М_A (x) = - F_tB•l_AB + R_Cy• (l_AB + l_BC) + F_м•l_AD) = 0;

R_Cy = (F_tB•l_AB - F_м•l_AD) / (l_AB + l_BC) = (2926•0,051 - 4409•0, 209) / (0,051 + 0,056) = - 7217 Н.

М_A (y) = 0;

М_A (y) = F_rB•l_AB + F_aB•d_B/2 + R_Cx• (l_AB + l_BC) = 0;

R_Cx = ( - F_rB•l_AB - F_aB•d_B/2) / (l_AB + l_BC) = ( - 1088•0,051 - 616•0,213/2) / (0,051 + 0,056) = - 1132 Н.

М_C₍x) = 0;

М_C₍x) = - R_Ay• (l_AB + l_BC) + F_tB•l_BC + F_м•l_CD) = 0;

R_Ay = (F_tB•l_BC + F_м•l_CD) / (l_AB + l_BC) = (2926•0,056 + 4409•0,102) / (0,051 + 0,056) = 5734 Н.

М_C₍y) = 0;

М_C₍y) = - R_Ax• (l_AB + l_BC) + F_aB•d_B/2 - F_rB•l_BC = 0;

R_Ax = (F_aB•d_B/2 - F_rB•l_BC) / (l_AB + l_BC) = (616•0,213/2 - 1088•0,056) / (0,051 + 0,056) = 44 Н.

Построение эпюр:

Участок АВ: 0 ? z ? 0,051;

M_x (z) = - R_Ay•z; M_x (0) = 0 Н•м; M_x (0,051) = - 5734•0,051 = - 292 Н•м.

M_y (z) = - R_Ax•z; M_y (0) = 0 Н•м; M_y (0,051) = - 44•0,051 = - 2 Н•м.

T = 0 Н•м на всем участке.

Участок ВС: 0 ? z ? 0,056;

M_x (z) = - R_Ay• (l_AB + z) + F_tB•z;

M_x (0) = - 5734•0,051 = - 292 Н•м;

M_x (0,056) = - 5734• (0,051 + 0,056) + 2926•0,056 = - 450 Н•м.

M_y (z) = - R_Ax• (l_AB + z) - F_rB•z + F_aB•d_B/2;

M_y (0) = - 44•0,051 + 616•0,213/2 = 63 Н•м;

M_y (0,056) = - 44• (0,051 + 0,056) - 1088•0,056 + 616•0,213/2 = 0 Н•м.

T = 311 Н•м на всем участке.

Участок CD: 0 ? z ? 0,102;

M_x (z) = - R_Ay• (l_AB + l_BC + z) + F_tB• (l_BC + z) - R_Cy•z;

M_x (0) = - 5734• (0,051 + 0,056) + 2926•0,056 = - 450 Н•м;

M_x (0,102) = - 5734• (0,051 + 0,056 + 0,102) + 2926• (0,056 + 0,102) - 7217•0,102 = 0 Н•м.

M_y (z) = - R_Ax• (l_AB + l_BC + z) - F_rB• (l_BC + z) + F_aB•d_B/2 - R_Cx•z;

M_y (0) = - 44• (0,051 + 0,056) - 1088•0,056 + 616•0,213/2 = 0 Н•м;

M_y (0,102) = - 44• (0,051 + 0,056 + 0,102) - 1088• (0,056 + 0,102) + 616•0,213/2 - 1132•0,102 = 0 Н•м.

T = 311 Н•м на всем участке.

Проверим сечение С на запас прочности. Концентратор напряжений - переход с галтелью. Коэффициент запаса прочности:

где

S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

_a - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

_a = _и = 10³М/W,

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

W = d³/32 = 3,14•55³/32 = 16326 мм^3,_a = _и = 1000•450/16326 = 27,55 МПа,

_m = 4F_a/ (d²) = 4•616/ (3,14•55²) = 259 МПа.

S = 410/ (2,89•27,55/ (0,53•0,94) + 0,27•259) = 1,78.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

_a - амплитуда цикла касательных напряжений;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

_a = _m = 0,5•10³T/W_к,

где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

W_к - момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

W_к = d³/16 = 3,14•55³/16 = 32651 мм^3,_a = _m = 0,5•10³•311/32651 = 4,76 МПа.

S = 240/ (1,74•4,76/ (0,53•0,94) + 0,1•4,76) = 14,03.

S = 1,78•14,03/ (1,78² + 14,03²) ^1/2 = 1,77.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

Проверим сечение В на запас прочности. Концентратор напряжений - шпоночный паз. Коэффициент запаса прочности:

где S - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S - коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;

- масштабный фактор для нормальных напряжений;

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

_a - амплитуда цикла нормальных напряжений равная суммарному напряжению изгиба _и в рассматриваемом сечении;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

_a = _и = 10³М/W,

где М - суммарный изгибающий момент в сечении, Н•м;

W - момент сопротивления сечения при изгибе, мм³.

W = d³/32 - bt₁ (d - t₁) ²/ (2d) = 3,14•55³/32 - 16•6• (55 - 6) ²/ (2•55) = 14230 мм^3,_a = _и = 10³•299/14230 = 21,03 МПа,

_m = 4F_a/ (d²) = 4•616/ (3,14•55²) = 259 МПа.

S = 410/ (1,9•21,03/ (0,65•0,94) + 0,27•259) = 2,43.

где _-1 - предел выносливости стали при симметричном цикле кручения, МПа;

k - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

_a - амплитуда цикла касательных напряжений;

- коэффициент, зависящий от марки стали;

_m - среднее напряжение цикла касательных напряжений.

_a = _m = 0,5•10³T/W_к,

где Т - крутящий момент в сечении, Н•м;

W_к - момент сопротивления сечения при кручении, мм³.

W_к = d³/16 - bt₁ (d - t₁) ²/ (2d) = 3,14•55³/16 - 16•6• (55 - 6) ²/ (2•55) = 30556 мм^3,_a = _m = 0,5•10³•311/30556 = 5,09 МПа.

S = 240/ (1,9•5,09/ (0,65•0,94) + 0,1•5,09) = 14,69.

S = 2,43•14,69/ (2,43² + 14,69²) ^1/2 = 2,40.

Полученное значение находится в допускаемом интервале 1,5 - 2,5.

8. Подбор подшипников качения на заданный ресурс

8.1 Быстроходный вал

Силы, действующие на подшипники:

F_rB_max = (R²_В_x + R²_В_y) ^1/2 = (3238² + - 1533²) ^1/2 = 3582 Н,

F_rD_max = (R²_Dx + R²_Dy) ^1/2 = (-943² + - 1393²) ^1/2 = 1682 Н,

F_a_max = 616 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности K_E = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

F_r_В = K_EF_r_В_max = 0,8•3582 = 2866 Н,

F_rD = K_EF_rD_max = 0,8•1682 = 1346 Н,

F_a_В = K_EF_a_max = 0,8•616 = 493 Н.

Для принятых подшипников находим: C_r = 33,2 кH, C₀_r = 18,6 кН.

Для опоры В отношение iF_a_В/C₀_r = 1•493/18600 = 0,026. Принимаем X = 0,56, Y = 2,06, e = 0,21.

Отношение F_a/ (VF_r_В) = 493/ (1•2866) = 0,17, что меньше e. Окончательно принимаем X = 1, Y = 0.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры В):

P_rВ = (VXF_r_В + YF_a_В) K_бK_Т,

где

K_б - коэффициент безопасности;

K_Т - температурный коэффициент.

P_rВ = (1•1•2866 + 0•493) •1,4•1 = 4012 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1, a₂₃ = 0,7 (обычные условия применения), k = 3 (шариковый подшипник):

L₁₀_ah = a₁a₂₃ (C_r/P_r_В) ^k 10⁶/ (60n) = 1•0,7• (33200/4012) ³•10⁶/ (60•220,5) = 29978 ч,

L₁₀_ah > L_h.

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры В):

С_r_р = P_r_В (573L_h/10⁶) ^1/3 = 4012 (57323,125000/10⁶) ^1/3 = 27743 Н,

C_r_p < C_r.

Подшипник пригоден.

8.2 Тихоходный вал

Силы, действующие на подшипники:

F_rA_max = (R²_Ax + R²_Ay) ^1/2 = (44² + 5734²) ^1/2 = 5734 Н,

F_r_С_max = (R²_С_x + R²_С_y) ^1/2 = (-1132² + - 7217²) ^1/2 = 7305 Н,

F_a_max = 616 Н.

Для типового режима нагружения 1 коэффициент эквивалентности K_E = 0,8. Тогда эквивалентные нагрузки равны:

F_r_А = K_EF_r_А_max = 0,8•5734 = 4587 Н,

F_r_С = K_EF_r_С_max = 0,8•7305 = 5844 Н,

F_a = K_EF_a_max = 0,8•616 = 493 Н.

Для принятых подшипников находим: C_r = 43,6 кH, C₀_r = 25 кН.

Для опоры А отношение iF_a/C₀_r = 1•493/25000 = 0,020. Принимаем X = 0,56, Y = 2, 19, e = 0, 20.

Отношение F_a/ (VF_r_А) = 493/ (1•4587) = 0,11, что больше e. Окончательно принимаем X = 1, Y = 1.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка (для опоры A):

P_r_A = (VXF_rA + YF_a) K_бK_Т,

где K_б - коэффициент безопасности;

K_Т - температурный коэффициент.

P_r_A = (1•1•4587 + 1•493) •1,5•1 = 7620 Н.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁ = 1, a₂₃ = 0,75 (обычные условия применения), k = 3 (шариковый подшипник):

L₁₀_ah = a₁a₂₃ (C_r/P_r_А) ^k 10⁶/ (60n) = 1•0,75• (43600/7620) ³•10⁶/ (60•70) = 31216 ч, L₁₀_ah > L_h.

Расчетная динамическая грузоподъемность (для опоры А):

С_r_р = P_rA (573L_h/10⁶) ^1/3 = 7620 (5737,325000/10⁶) ^1/3 = 35945 Н,

C_r_p < C_r.

Подшипник пригоден.

9. Подбор муфты

Для соединения тихоходного вала редуктора с приводным валом принимаем упругую муфту с торообразной оболочкой. Определяем расчетный момент:

М_расч = K•Т_Т = 1,3•311 = 404,3 Н•м,

где K - коэффициент режима работы и характера нагрузки,

Т_Т - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н•м.

По ГОСТ 20884-93 выбираем муфту с ближайшим большим передаваемым моментом. Размеры муфты: диаметр торообразной резиновой оболочки D = 200 мм, длина муфты L = 200 мм, диаметр болтов, крепящих полукольца к полумуфте d = 12 мм, число болтов на полумуфте z = 8.

Страница:

1
2

курсовая работа "Кинематический расчет привода" скачать

Подобные документы

Проектирование привода к ленточному конвейеру
Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.

курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010

Расчет привода к люлечному цепному элеватору
Кинематический и силовой расчет привода. Определение клиноременной передачи. Расчет прямозубой и косозубой цилиндрической передачи редуктора. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес. Смазывание узлов привода.

курсовая работа [2,6 M], добавлен 22.10.2011

Машинный агрегат
Срок службы машинного агрегата. Выбор двигателя: определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых и кинематических параметров привода. Расчет зубчатых передач редуктора. Нагрузки валов редуктора.

курсовая работа [1,0 M], добавлен 31.05.2010

Конструирование редуктора
Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.

курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011

Проектирование электромеханического привода
Срок службы приводного устройства. Определение мощности и частоты вращения двигателя; силовых и кинематических параметров привода, его передаточного числа и ступеней. Расчет закрытой червячной и открытой поликлиновой ременной передач. Выбор подшипников.

курсовая работа [100,1 K], добавлен 15.01.2015

Расчет приводной станции подвесного конвейера
Кинематический расчет привода. Предварительный и уточненный подбор закрытой косозубой цилиндрической передачи редуктора, валов, подшипников и шпоночных соединений. Конструирование зубчатых колес и корпуса редуктора. Выбор смазки колес и подшипников.

курсовая работа [426,8 K], добавлен 28.10.2012

Расчет привода электродвигателя
Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

курсовая работа [4,3 M], добавлен 28.09.2012

Расчет цилиндрического редуктора
Определение срока службы привода. Вычисление мощности и частоты вращения двигателя. Выбор материалов зубчатых передач, проверка допускаемых напряжений. Расчет геометрических параметров закрытой цилиндрической зубчатой передачи, валов и подшипников.

курсовая работа [104,7 K], добавлен 18.11.2012

Проектирование привода цепного конвейера
Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров закрытой и клиноременной передач, элементов корпуса. Эскизная компоновка и расчет валов. Вычисление шпоночного соединения и подшипников качения. Выбор муфты и смазки редуктора.

курсовая работа [772,0 K], добавлен 18.03.2014

Параметры привода
Расчет привода на долговечность, выбор мощности двигателя и передаточных отношений привода. Определение чисел оборотов валов, их мощностей. Расчет главных характерных параметров открытой и закрытой передач. Подбор муфты, валов, подшипников и шпонок.

курсовая работа [105,5 K], добавлен 10.06.2015

Другие документы, подобные "Кинематический расчет привода"

главная

рубрики

по алфавиту

вернуться в начало страницы

вернуться к началу текста

вернуться к подобным работам

Рубрики

По алфавиту

Закачать файл

Заказать работу

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

Кинематический расчет привода

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

1. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода

1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Угловая скорость вращения мешалки:

рм = 3,14n/30 = 3,14•70/30 = 7,3 рад/с,

Где n - частота вращения мешалки, об/мин.

Определяем требуемую мощность рабочей машины:

Ррм = Tрм,

где T - момент сопротивления вращению, кН•м.

Ррм = 0,37,3 = 2,20 кВт.

Определим общий КПД привода

= зпопм2пкпс,

где зп - КПД закрытой передачи;

оп - КПД открытой передачи;

м - КПД муфты;

пк - КПД одной пары подшипников качения;

пс - КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

= 0,970,950,980,9920,985 = 0,872.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Рдв = Ррм/ = 2, 20/0,872 = 2,52 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ112MB8У3 с номинальной мощностью Рном = 3 кВт и номинальной частотой вращения nном = 700 об/мин.

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем передаточное число привода:

u = nном/nрм = 700/70 = 10.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора uзп = 3,15:

uоп = u/uзп = 10/3,15 = 3,17.

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Вал двигателя:

nдв = nном = 700 об/мин;

дв = nдв/30 = 3,14700/30 = 73,3 рад/с; Pдв = 2,52 кВт;

Тдв = Рдв/дв = 2,521000/73,3 = 34 Нм.

Быстроходный вал:

n1 = nдв/uоп = 700/3,17 = 220,5 об/мин;

1 = дв/uоп = 73,3/3,17 = 23,1 рад/с;

Р1 = Рдвоппк = 2,520,950,99 = 2,37 кВт;

Т1 = Тдвuопоппк = 343,170,950,99 = 103 Нм.

Тихоходный вал:

n2 = n1/uзп = 220,5/3,15 = 70 об/мин;

2 = 1/uзп = 23,1/3,15 = 7,3 рад/с;

Р2 = Р1зппк = 2,370,970,99 = 2,28 кВт;

Т2 = Т1uзпзппк = 1033,150,970,99 = 311 Нм.

Приводной вал рабочей машины:

nрм = n2 = 70 об/мин;

рм = 2 = 7,3 рад/с;

Ррм = Р2мпс = 2,280,980,985 = 2,20 кВт;

Трм = Т2мпс = 3110,980,985 = 300 Нм.

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Проектный расчет

Определим сечение ремня по номограмме [1, рисунок 5.2]

при P1 = 2,52 кВт, n1 = 700 об/мин, сечение: А.

где P1 - мощность на валу электродвигателя, кВт;

n1 - частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Определим минимально допустимый диаметр малого шкива по таблице [1, таблица 5.4] при T1 = 34 Н•м, d1min = 90 мм. Примем d1 = 112 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива

d2 = 0,98ud1,

где u - передаточное отношение клиноременной передачи

d2 = 0,98•3,17•112 = 348 мм.

Округляем полученное значение до стандартного, т.е. d2 = 355 мм.

Определим фактическое передаточное число

uф = d2/ (0,985d1) = 355/ (0,985•112) = 3,22.

Фактическое передаточное число отличается от заданного на 1,51 % < 3%. Определяем ориентировочное межосевое расстояние:

a = 0,55• (d1 + d2) + h,

где h - высота сечения клинового ремня [1, таблица К31]

a = 0,55• (112 + 355) + 9 = 265,85 мм.

Определим расчетную длину ремня

= 2•265,85 + 3,14• (355 + 112) /2 +

+ (355 - 112) 2/4a = 1320,42 мм.

Полученное значение округляем до стандартного: l = 1400 мм.

Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:

= (2•1400 + 3,14• (355 + 112) + ( (2•1400 - 3,14• (355 + 112)) 2 - 8• (355 - 112) 2) 1/2) /8 = 309 мм.

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива

1 = 180 - 57• (d2 - d1) /a = 180 - 57• (355 - 112) /309 = 135.

Угол 1 должен быть больше 120. Условие выполнено.

Определим скорость ремня

v = d1n1/60000 [v],

где [v] - допускаемая скорость

v = 3,14•112•700/60000 = 4,10 < 25 м/с.

Частота пробегов ремня:

_рм = 3,14n/30 = 3,14•70/30 = 7,3 рад/с,

Р_рм = T_рм,

Р_рм = 0,37,3 = 2,20 кВт.

= _зп_оп_м²_пк_пс,

где _зп - КПД закрытой передачи;

_оп - КПД открытой передачи;

_м - КПД муфты;

_пк - КПД одной пары подшипников качения;

_пс - КПД одной пары подшипников скольжения (на приводном валу рабочей машины).

= 0,970,950,980,99²0,985 = 0,872.

Р_дв = Р_рм/ = 2, 20/0,872 = 2,52 кВт.

По [1, таблица К9] выбираем двигатель 4АМ112MB8У3 с номинальной мощностью Р_ном = 3 кВт и номинальной частотой вращения n_ном = 700 об/мин.

u = n_ном/n_рм = 700/70 = 10.

Определим передаточное число открытой передачи, принимая передаточное число редуктора u_зп = 3,15:

u_оп = u/u_зп = 10/3,15 = 3,17.

n_дв = n_ном = 700 об/мин;

_дв = n_дв/30 = 3,14700/30 = 73,3 рад/с; P_дв = 2,52 кВт;

Т_дв = Р_дв/_дв = 2,521000/73,3 = 34 Нм.

n₁ = n_дв/u_оп = 700/3,17 = 220,5 об/мин;

₁ = _дв/u_оп = 73,3/3,17 = 23,1 рад/с;

Р₁ = Р_дв_оп_пк = 2,520,950,99 = 2,37 кВт;

Т₁ = Т_двu_оп_оп_пк = 343,170,950,99 = 103 Нм.

n₂ = n₁/u_зп = 220,5/3,15 = 70 об/мин;

₂ = ₁/u_зп = 23,1/3,15 = 7,3 рад/с;

Р₂ = Р₁_зп_пк = 2,370,970,99 = 2,28 кВт;

Т₂ = Т₁u_зп_зп_пк = 1033,150,970,99 = 311 Нм.

n_рм = n₂ = 70 об/мин;

_рм = ₂ = 7,3 рад/с;

Р_рм = Р₂_м_пс = 2,280,980,985 = 2,20 кВт;

Т_рм = Т₂_м_пс = 3110,980,985 = 300 Нм.

при P₁ = 2,52 кВт, n₁ = 700 об/мин, сечение: А.

где P₁ - мощность на валу электродвигателя, кВт;

n₁ - частота вращения вала электродвигателя, об/мин.

Определим минимально допустимый диаметр малого шкива по таблице [1, таблица 5.4] при T₁ = 34 Н•м, d_1min = 90 мм. Примем d₁ = 112 мм.

d₂ = 0,98ud_1,

d₂ = 0,98•3,17•112 = 348 мм.

Округляем полученное значение до стандартного, т.е. d₂ = 355 мм.

u_ф = d₂/ (0,985d₁) = 355/ (0,985•112) = 3,22.

a = 0,55• (d₁ + d₂) + h,

+ (355 - 112) ²/4a = 1320,42 мм.

= (2•1400 + 3,14• (355 + 112) + ( (2•1400 - 3,14• (355 + 112)) ² - 8• (355 - 112) ²) ^1/2) /8 = 309 мм.

₁ = 180 - 57• (d₂ - d₁) /a = 180 - 57• (355 - 112) /309 = 135.

Угол ₁ должен быть больше 120. Условие выполнено.

v = d₁n₁/60000 [v],

где [U] - допускаемая частота пробегов, с^-1;

U = 4,10/1,4 = 2,9 < 30 с^-1.

F_t = P₁•1000/v = 2,52•1000/4,10 = 614 Н.

[P_п] = [P₀] C_рCC_lC_z,

[P₀] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт [1, таблица 5.5];

С_р - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;

С_l - коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;

С_z - коэффициент числа ремней в комплекте.

[P_п] = 0,95•0,9•0,88•0,99•0,9 = 0,67 кВт.

z = P₁/ [P_п] = 2,52/0,67 = 3,76.

F₀ = 850•P₁•C_l/ (zvCC_p) = 850•2,52•0,99/ (4•4,10•0,88•0,9) = 163 Н.

F₁ = F₀ + F_t/2z = 163 + 614/ (2•4) = 240 Н,

F₂ = F₀ - F_t/2z = 163 - 614/ (2•4) = 86 Н.

F_оп = 2F₀zsin (₁/2) = 2•163•4•sin (135/2) = 1207 Н.

_max = ₁ + _и + ? [] _р,

где ₁ - напряжения растяжения, Н/мм²;

_и - напряжения изгиба, Н/мм²;

_v - напряжения от центробежных сил, Н/мм²;

[] _р - допускаемое напряжение растяжение напряжения, Н/мм²

₁ = F₀/A + F_t/2zA = 163/81 + 614/ (2•4•81) = 2,96 МПа;

_и = Е_иh/d_1,

где Е_и - модуль продольной упругости при изгибе, Н/мм².

_и = 80•9/112 = 6,43 Н/мм²;

_v = v²•10^-^6,

где - плотность материала ремня, кг/м³;

_v = 1250•4,10²•10^-6 = 0,02 м/с,

_max = 2,96 + 6,43 + 0,02 = 9,41 < 10 МПа.

По [1, таблица 3.1] выбираем марку стали: для шестерни - 40Х, твёрдость ? 350 НВ₁; для колеса - 40Х, твёрдость ? 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср - НВ_2ср = 20…50.

HB_1ср = (269 + 302) /2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262) /2 = 248,5.

K_HL = (N_H₀/N) ^1/^6,

гдеN_H₀ - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [1, таблица 3.3];

N = 573L_h,

Где - угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h - срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = ₂L_h = 5737,325000 = 104572500; N_H₀₂ = 16,3710⁶.