1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK


Скачать 271.29 Kb.
Название1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK
страница2/3
Дата публикации20.11.2013
Размер271.29 Kb.
ТипРеферат
vb2.userdocs.ru > Математика > Реферат
1   2   3

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

КF = KFв * KFн (2.54)

По таблице 3.7 [1] при шbd = 0,843, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент КFв = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,45м/с коэффициент КFх = 1,1.

Таким образом, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zх

У шестерни µ § (2.55)

У колеса µ § (2.56)

Коэффициент YF1 = 3,81 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Yв и КFб .

µ § (2.57)

µ §, (2.58)

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия

еб = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяем

µ §, (2.59)

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба µ §= 1,8 НВ.

Для шестерни µ §= 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса µ §= 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

µ § (2.60)

По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной;

[SF]” = 1 для поковок и штамповок.

µ §

Допускаемые напряжения:

Для шестерни µ § (2.61)

Для колеса µ § (2.62)

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение µ § меньше. Найдем отношения:

Для шестерни µ §

Для колеса µ §

Проверку на изгиб проводим для колеса

µ §

Условие прочности выполнено.
3.Предварительный расчет валов редуктора и выбор муфты.
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

3.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении µ § Н/мм2.

µ §, мм (3.1)

где: Т-крутящий момент, Нмм;

µ §- допускаемое напряжение, Н/мм2;

µ § мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв1:dдвµ §0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв=32 мм и dв1=32 мм.

Примем под подшипник dп1=35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

3.2.Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

при допускаемом напряжении µ § Н/мм2.

µ § мм

Примем диаметр под подшипник dП2=40 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк=45 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

µ § Н/мм2.

µ § мм

Принимаем dв3=50 мм

Диаметр под подшипник примем dП3=55 мм.

Диаметр под колесо dзк=60 мм.

3. выбор муфты.
Эксплуатационной характеристикой муфты является передаваемый

крутящий момент и диаметр вала, на который насаживается муфта.

Муфту подбираем по диаметру вала электродвигателя d = 32 мм, а также по расчетному моменту

Tр = Кр• Т µ § [T], (3.2)

где Т ЁC момент на тихоходном валу , Н•м; Кр ЁC коэффициент режима работы;

[T] ЁC номинальный крутящий момент муфты, Н•м.

Тр = 1,2 • 55.6 = 66.7 Н•м

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту с диаметрами d=32мм

и D = 100 мм. Номинальный крутящий момент муфты [T] = 63Н*м,

что больше расчетного.

Длина муфты L = 76 мм.

Диаметр муфты D = 100 мм.

Принимаем муфту 1-го исполнения на длинные концы валов. Материал

пальцев ЁC сталь 45 по ГОСТ 1050 ЁC 88.

4. Расчёт цепной передачи
d1

б d2
Рисунок 4.1. Схема цепной передачи
Исходные данные:

Мощность на малой (ведущей) звёздочке

Р3 = 7,917 (кВт)

Частота вращения малой звёздчки

 § n3=115.3 об/мин

Передаточное число uц = 1,93

Расчёт

4.1 Выбор числа зубьев малой (ведущей) звёздочки по [3,c.16,табл.П.1]. При передаточном числе i = 1,93 и частоте вращения n1 = 115,8 (об/мин) число зубьев:

µ § (4.1)

4.2 Определяем число зубьев большой (ведомой) звёздочки

µ § (4.2)

µ §;

Принимаем число зубьев Z2 = 53

4.3 Уточняем передаточное отношение цепной передачи

µ § (4.3)

µ §;

4.4 Коэффициент динамической нагрузки

Кд=1 [3,c.16,табл.П.2], поскольку нагрузка близка к равномерной и кратковременные перегрузки Тmax/Тnom ЎЬ 1,1.

4.5 Коэффициент режима (продолжительности работы в течение суток)

Креж=1,2, поскольку принята односменная работа передачи [3,c.18,табл.П.11].

4.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту

Кн=1, так как угол наклона передачи к горизонту в=0о [3,c.16,табл.П.3].

4.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи

Крег = 1 [3,c.16,табл.П.14].

4.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи

Предварительно принята скорость цепи V=1,5 м/с. Передача открытая запылённая, качество смазки удовлетворительное.

Кс=1,1 [3,c.19,табл.П.14].

4.9 Коэффициент межосевого расстояния

Кб=1 [3,c.18,табл.П.10], так как по соображениям долговечности цепи предварительно принято межосевое расстояние Ь = 40Рц [3.c,18,табл.П.7]. Число шагов в цепи в межосевом расстоянии Ь/Рц = 40.

4.10 Коэффициент эксплуотации [3,c.11]

µ § (4.4)

µ §;

4.11 Коэффициент числа зубьев [3,c.12]

µ § (4.5)

µ §;

Базовое число зубьев (Z01, Z1) принимаем Z01=27 [3,c.16,табл.П.5]

4.12 Коэффициент частоты вращения [3,c.12]

Базовую частоту вращения n0 определяем как ближайшую к расчётной [3,c.16,табл.П.5]. При n1 = 115,8(об/мин),

n01 = 1200(об/мин).

µ § (4.6)

µ §;

4.13 Расчётная мощность [3,c.12]

µ § (4.7)

µ § ;

По [3,c.16,табл.П.5] при базовой частоте вращения n01 =  120 об/мин ближайшая к n1 = 115,8 (об/мин) и базовом числе зубьев Z01 = 27

выбираем допускаемую расчётную мощность [Pp] = 10 кВт.

Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР-25,4-56700

4.14 Определяю параметры роликовой однорядной цепи [3,c.17,табл.П.6]

Шаг цепи Рц = 25,4 мм

Разрушающая сила Q = 56700 Н

Диаметр ролика dр = 15,88 мм

Масса одного метра цепи q = 2,57 кг/м

Ширина цепи Ввн = 22,61 мм

4.15 Пригодность выбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу [Рц]max [3,c.18,табл.П.12]. При n1 = 115,8 об/мин допустимый шаг цепи [Рц]max = 50,8 мм, должно соблюдаться соотношение РцЎЬ[Рц]max; 25,4 < 50,8 мм. Выбранная цепь пригодна для данных условий работы.

4.16 Скорость цепи

µ § (4.8)

µ §;

По скорости уточняем коэффициент смазки µ §[3,c.19,табл.П.14]. Коэффициент остаётся без изменения.

4.17 Межосевое расстояние цепной передачи [3,c.13]

µ § (4.9)

µ §;

4.18 Длина цепи в шагах (число звеньев в цепи)

µ § (4.10)

µ §;

Целое число шагов L'p =120

4.19.Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 120 шагов цепи

µ § (4.11)

µ §;

Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, поэтому расчётное межосевое расстояние уменьшаем на (0,002ЎK0,004)µ §Окончательное межосевое растояние

µ § (4.12)
µ §;

Принимаю б = 491,55 мм =0,491 м.

4.20.Усилия в передаче:

Окружное усилие

µ § (4.13)

µ §;

Натяжение цепи от центробежных сил

µ § (4.14)

µ §;

Коэффициент провисания определяем по [3,c.19,табл.П.13]

Кf = 6, так как передача расположена горизонтально (в=0).

Сила предварительного натяжения от массы цепи

µ § (4.15)

µ §;

где g = 9,81 м/с2 ЁC ускорение свободного падения.

Давление цепи на вал

µ § (4.16)

µ §;

Здесь сила Fmax ЁC большее из двух значений Fv и F0. В данном случае F0 > Fv, поэтому Fmax = F0= 74,27 Н.

Натяжение ведущей ветви цепи

µ § (4.17)

µ §;

Натяжение ведомой ветви цепи

F2 = Fmax (4.18)

F2 = 74,27( Н);
4.21.Размеры звёздочек

Делительный диаметр ведущей звёздочки

µ § (4.19)

µ §;

Делительный диаметр ведомой звёздочки

µ § (4.20)

µ §;

Диаметр окружности вершин зубьев ведущей звёздочки

µ § (4.21)

µ §;

Диаметр окружности вершин зубьев ведомой звёздочки

µ § (4.22)

µ §;

Диаметр окружности впадин зубьев ведущей звёздочки

µ § (4.23)

µ §;

Диаметр окружности впадин зубьев ведомой звёздочки

µ § (4.24)
µ §;

Ширина зубчатого венца звёздочки для однорядной цепи

µ § (4.25)

µ §;

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл.10.1[1]):

Диаметр ступицы:

µ §, мм (5.1)

длина ступицы:

µ §, мм (5.2)

толщина обода:

µ §, мм., но не менее 8 мм. (5.3)

толщина диска:

µ §, мм (5.4)

диаметр отверстий:

µ §, мм Do=df-2µ § мм (5.5)

фаска:

n=0,5mn x 45o (5.6)

Все расчеты сводим в таблицу 5.1:

Таблица 5.1конструктивные размеры шестерни и колеса

zmnb,

ммd,

ммda,

ммdf,

ммdст,

ммLст,

ммµ §,

ммС,

ммПервая

ступеньшестерня27261566051,2----колесо108256224228219,272681020Вторая

ступеньшестерня342,57786,891,872,8----колесо1072,572273,2278,2312,896901022

6.Конструктивные размеры корпуса и крышки

^ ВСЕ ЗНАЧЕНИЯ В ТАБЛИЦУ

6.1 Конструирование корпуса редуктора:

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3[1]):

Толщина стенки корпуса:

µ § мм. (6.1)

Толщина стенки крышки редуктора:

µ § мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

µ § мм. (6.2)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

µ § мм. (6.3)

Толщина нижнего пояса корпуса:

µ § мм., примем р=23 мм. (6.4)

Толщина ребер основания корпуса

µ § мм., примем m=9 мм. (6.5)

Толщина ребер крышки корпуса:

µ § мм., примем m=8 мм. (6.6)

Диаметры болтов:

фундаментальных: µ §мм., (6.7)

принимаем болты с резьбой М22;

крепящих крышку к корпусу у подшипников: µ § мм., (6.8)

принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку с корпусом:

µ § мм., (6.9)

принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: Dп1=35 мм, Dп2=80 мм.

Диаметр гнезда: Dk=D2+(2-5) мм., D2 ЁC Диаметр крышки подшипника, на 1 и 2 валахD1=80, D2= 90мм, на 3 валу D2= 120мм.

Размеры штифта:

Диаметр µ § мм.

Длина µ §мм. (6.10)

Из табл. 10.5[1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

µ § мм, µ § мм.


7. Первый этап эскизной компоновки редуктора

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекциях ЎЄ разрез по оси колес и разрез по оси шестерен.. Масштаб 1:1 вычерчиваем тонкими линиями. Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим осевую линию; вторую осевую, параллельную первой, проводим на расстоянии аw =140 мм, и аw =180 мм.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса, принимая зазор.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А1=1,2µ §=1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=µ §=10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 7.1:

Таблица 7.1 Параметры подшипников

Условное обозначение подшипникаdDBГрузоподъемность,кНРазмеры, ммССо3630735802135,027,.43630840902341,333,4311551202961,541,5


8.Проверка долговечности подшипников

8.1 Ведущий вал

µ §1852Н, µ §

Реакции опор:

в плоскости XZ: µ §
µ § (8.1)

µ §

µ § (8.2)

Проверка:µ §µ § (8.3)

-3200-1582+2328+2724=0

в плоскости YZ: µ §

µ § (8.4)

µ §

µ § (8.5)

Проверка:µ §µ § (8.6)

-433+699-266=0

Суммарные реакции:

µ § (8.7)

µ § (8.8)

Таблица 8.1 параметры подшипника

Условное обозначение подшипникаdDBГрузоподъемность,кНРазмеры, ммССо3630735802135,027,4Отношение µ § , Y=1.13

Определяем осевые составляющие:

µ §

µ §

Определяем осевые нагрузки подшипников, так как µ §

то µ §, а µ §

так как µ §,то µ §,то µ §

µ §

µ § ,выбираем формулу для определения µ §

µ §

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1,2;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.

µ §µ §

µ §

Определяем динамическую грузоподьемность по максимальной эквивалентной нагрузке µ §

µ §

Определяем расчетная долговечность:

µ §

Подшипник пригоден.
Рисунок 8.1 Эпюры изгибающих и крутящих моментов

быстроходного вала

8.2 Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ: µ §

µ §

µ §

µ §

Проверка:µ §µ §

2435-4590+303+1852=0

в плоскости YZ: µ §

µ §

µ §

µ §

Проверка:µ §µ §

58+1707-699-950=0

Суммарные реакции:

µ §

µ §

Таблица 8.2 параметры подшипника

Условное обозначение подшипникаdDBГрузоподъемность,кНРазмеры, ммССо3630840902341.333.4

Отношение µ § , Y=1.13

Определяем осевые составляющие:

µ §

µ §

Определяем осевые нагрузки подшипников, так как µ §

то µ §, а µ §

так как µ §,

µ § ,тоµ §

µ §

µ § ,выбираем формулу для определения µ §

µ §

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19[1] КБ=1,2;

температурный коэффициент по таблице 9.20[1] КТ=1,0.

µ §µ §

µ §

Определяем динамическую грузоподьемность по максимальной эквивалентной нагрузке µ §

µ §

Определяем расчетная долговечность:

µ §

Подшипник пригоден.


Рисунок 8.2 Эпюры изгибающих и крутящих моментов

промежуточного вала
8.3 Ведомый вал

Реакции опор:

в плоскости XZ: µ §

µ §

µ §
1   2   3

Похожие:

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK icon1 кинетический расчет привода выбор электродвигателя
Тогда на основании полученных данных по приложению А. 4 [1, c. 350] выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный электродвигатель...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconВалентин Юрьевич Николаев Выбор пищи выбор судьбы Валентин Николаев Выбор пищи выбор судьбы
Вопрос вопросов – как быть всегда здоровым, как жить, не болея и не опасаясь за здоровье близких, неизбежно возникает у каждого человека....
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconКонтрольная №1 Задача №1
Ротор электродвигателя начав равноускоренно вращаться сделал за первые 5сек 100 оборотов
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconИсследование автоматических систем управления электроприводами
...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconНиколас Спаркс Выбор Spellcheck: Etariel «Выбор»: act,act: москва;...
Он увлекается охотой, рыбалкой, занимается экстремальными видами спорта – и избегает серьезных отношений
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconНиколас Спаркс Выбор Spellcheck: Etariel «Выбор»: act,act: москва;...
Он увлекается охотой, рыбалкой, занимается экстремальными видами спорта – и избегает серьезных отношений
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconИсследование на тему «Влияние культуры на брачный выбор»
«Влияние культуры на брачный выбор». Просим Вас ответить на предложенные в анкете вопросы. Мы надеемся на Ваши откровенные ответы,...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconПоложение о проведении деловой игры «Твой выбор – 2012»
Настоящее Положение определяет порядок и регламент проведения Деловой игры «Твой выбор – 2012» (далее – Игра) среди команд высших...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK icon«Все работы хороши, сделай выбор правильно!»
Тому становится неточный, неверный выбор профессии, сделанный под воздействием друзей или родственников, средств массовой информации...
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчетЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎKЎK iconКонтрольная работа по административному праву Российской Федерации....
Закона РФ от 25 июня 1993 г. №5242-1 «О праве граждан Российской Федерации на свободу передвижения, выбор места пребывания и жительства...
Вы можете разместить ссылку на наш сайт:
Школьные материалы


При копировании материала укажите ссылку © 2014
контакты
vb2.userdocs.ru
Главная страница