Кинематические схемы привода

3.

1. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов, расчёты передач, соединений и валов.

1. 1 КПД привода

η =η _р·η _к²·η _п³=0, 94·0, 97²·0, 994²=0, 86

1.2 Мощность

Р_р =Р_вых/η _общ=2.75/0, 86=3, 19 КВт

Частота вращения выходного вала

n _вых=30ω /π =30·12/3, 14=114, 6 мин^-1

Передаточное число привода

1.5 Расчетная частота вращения вала электродвигателя

1.6 Выбираем электродвигатель

Р _эд > Р _р и

Выбираем двигатель 4А90L2У3 с параметрами

Р _эд = 3 кВт - перегрузка не превышает 5%.

n_эд = 2880 мин^-1

T_пуск/T_н=2, 0

М= 25 кг

1.7 Действительное общее передаточное число привода

U₀ = n _эд / n _вых =2880/114, 6 = 24, 78

1.8 Действительные передаточные числа передач привода выбираем так чтобы U₀=U_рU_кU_к

U_р=2 U_{к з}=3 U_{к о}=4, 13

U₀=2·3·4, 13=24, 78

1.9 Силовые и кинематические параметры валов привода

1.10 Мощности на валах:

Р= Р_р=3, 19 КВт

Р₁= Р· η _р · η _п=3, 19·0, 94·0, 994=2, 98 КВт

Р₂= Р₁· η _к · η _п=2, 98·0, 97·0, 994=2, 87 КВт

Р₃= Р₂· η _к · η _п=2, 87·0, 97·0, 994=2, 75 КВт

1.11 Частоты вращения валов:

n = n _эд = 2880 мин^-1

n₁ = n / U_р =2840/2=1420 мин^-1

n₂ = n₁ / U_r =1425/3, 0=473, 33 мин^-1

n₃ = n₂ / U_r =473, 33/4, 13=114, 6 мин^-1

1.12 Передаваемые крутящие моменты:

Т=Т_эд=9550·(Р _эд /n _эд )=9550·(3, 19 /2840)= 10, 5 Нм

Т₁=9550·(Р ₁ /n ₁ )=9550·(2, 98 /1420)= 19, 7 Нм

Т₂=9550·(Р ₂ /n ₂ )=9550·(2, 87 /473, 33)= 57, 1 Нм

Т₃=9550·(Р ₃ /n ₃ )=9550·(2, 75 /114, 6)= 230, 5 Нм

1.13 Определяем диаметры валов привода из расчёта только на кручение при пониженных допускаемых напряжениях

d = = =12 мм

d ₁ = = =15 мм

d ₂ = = =22 мм

d ₃ = = =35 мм

2. Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные:

=3, 19 КВт

n=2840 мин^-1

а=1100 мм

2.1 Сечение ремня

2.2 Из таблицы сечение ремней выбираем О.

Принимаем диаметр меньшего шкива для, для О d =63 мм.

Окончательно принимаем d =63 мм.

Размеры сечений ремней следующие

О: В =8, 5 мм, В=10 мм, Н =6 мм, Н=2, 1 мм

2.3 Расчётный диаметр ведомого шкива

О: d =d ∙ u= 63∙ 2=126 мм

Окончательно принимаем

d =125 мм

2.4 Действительное передаточное число проектируемой передачи

U =

- коэффициент упругого скольжения

O: U = = 2

2.5 Минимальное межосевое расстояние

а =0, 55 +Н ;

О: а =0, 55 +6=109, 4 мм;

O: а =2 =376 мм;

Принимаем среднее значение межосевого расстояния а=280мм;

2.6 Расчётная длина ремня

L

O: L’ мм

Расчётную длину для ремня О принимаем ближайшую к вычисленной L=800, так как расхождение стандартной и вычисленной не превышает 5%.

Определяем остальные параметры для сечения О.

2.7 Коэффициент учитывающий длину ремня

С

2.8 Угол обхвата ремнём меньшего шкива

Определяем коэффициент С , учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве по формуле

2.9 Определяем скорость ремня

м/с

2.10 число ремней передачи.

мощность передаваемая одним ремнём

коэффициент, учитывающий число ремней в передаче

Принимаем z=2

2.11 Сила нагружающая валы передачи

предварительное натяжение ремня

окружное усилие

коэффициент тяги

Н

Н

Н

3. Расчёт цилиндрической косозубой закрытой передачи.

Материал и допускаемые напряжения.

Исходные данные:

мин^-1

мин^-1

U=3, 0

3.1 Из условия выбора материала для зубчатых колес HB₁= HB₂+20÷ 40. Материалы для зубчатых колёс принимаем 40Х (улучшение) со следующими механическими свойствами

Для шестерни: , , HB=280

Для колеса: , , HB=260

3.2 Допускаемые контактные напряжения. Так как проектируемая передача является открытой, то допускаемые контактные напряжения не определяются.

3.3 Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса определим по рис.4.1.3.(Атлас).

3.4 Эквивалентное число циклов

с= 1-число зацеплений зуба за 1 оборот (рис.4.1.5. Атлас).

циклов

циклов

3.5 Коэффициент долговечности

Так как , то

3.6 Предел контактной выносливости

МПа

МПа

3.7 Допускаемые контактные напряжения

-коэффициент запаса прочности

=1, 1-для зубчатых колёс с однородной структурой

МПа

МПа

3.8 Расчёт допускаемого контактного напряжения

МПа

3.9 Допускаемые изгибные напряжения

3.10 Базовое число циклов напряжений

цикл

Эквивалентное число циклов

3.11 Предел выносливости зубьев при изгибе

МПа

МПа

3.12 Допускаемые изгибные напряжения

т.к.

коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

при одностороннем

МПа

МПа

3.13 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

3.14 Допускаемые контактные напряжения

МПа

МПа

3.15 Допускаемые изгибные напряжения

МПа

МПа

3.1 Прочностной расчёт.

3.1.1 Расчёт межосевого расстояния.

МПа

коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния

Принимаем

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

коэффициент внешней динамической нагрузки

мм

Берём =63

3.1.2 Ширина венцов, мм

Зубчатое колесо: b₂ = ψ _ba ·a = 0, 4·59, 67 = 23, 86 мм;

Принимаем b₂=24 мм;

Шестерня: b₁ = b₂+2=24+2=26 мм;

3.1.3 Принимая , определим модуль зацепления

Принимаю, ближайший нормальный модуль m_n = 1, 5 мм.

3.1.4 Суммарное число зубьев передачи

Принимаем 82

3.1.5 Действительный угол наклона зуба

3.1.6 Число зубьев шестерни

Число зубьев зубчатого колеса

3.1.7 Действительное передаточное число

3.1.8 Диаметры зубчатых колёс, мм

мм

мм

Диаметры вершин зубьев

мм

мм

3.2 Проверочный расчёт на выносливость по контактным напряжениям.

3.2.1 Окружная сила в зацеплении, Н

Н

3.2.2 Окружная скорость колёс, м/с

м/с

3.2.3 Выбираю степень точности передачи по нормам плавности (табл. 4.1.14 Атлас). 9 – ю степень точности для передачи.

3.2.4 Удельная окружная динамическая сила (см. (6.10) ч.1, [1]):

Н/мм

δ _H-коэффициент, учитывающий влияние вида зуба и модификации профиля на динамическую нагрузку. δ _H = 0.002 (см. табл. 6.10 ч.1, [1]);

g_o- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. g_o = 73 (см. табл. 6.11 ч.1, [1]).

3.2.5 Удельная расчётная окружная сила в зоне её большей концентрации:

Н/мм

3.2.6 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении (см. (6.9) ч.1):

К_HV=

3.2.7 Удельная расчетная окружная сила ω _Ht, Н/мм (см. (6.8) ч.1):

Н/мм

3.2.8 Расчетные контактные напряжения (см. (6.7) ч.1, [1]):

где z_H = 1, 77cos = 1.72575.

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

- коэффициент торцевого перекрытия

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала колёс. МПа.

3.3 Проверка расчётных напряжений.

3.3.1 Определяю удельную окружающую динамическую силу:

Н/мм

3.3.2 Удельная расчётная окружная сила в зоне её большей концентрации:

Н/мм

3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающий в зацеплении (см. (6.9) ч.1):

К_FV=

3.3.4 Удельная расчетная окружная сила ω _Ft, Н/мм:

Н/мм

3.3.5 Коэффициент, учитывающий форму зуба

По графику

Определяю отношения σ _FP/ Y_F при σ _FP = 196 МПа для шестерни и σ _FP = 182 МПа для колеса:

шестерни колеса

σ _FP/ Y_F =196/3, 98 = 49, 25; σ _FP/Y_F =182 /3, 74=48, 66

Таким образом, расчеты следует вести по колесу z₂ (6.6.3 ч.1, [1]).

3.3.6 Расчётные напряжения изгиба зуба

коэффициент, учитывающий наклон зуба

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

МПа
3.4 Проверка прочности зубьев при перегрузках.