Студопедия

Главная страница Случайная страница

КАТЕГОРИИ:

АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника






Определение силовых и кинематических параметров привода






Числа оборотов валов и угловые скорости:

n1 = nдв = 900 об/мин w1 = 900π /30 = 94, 2 рад/с

n2 = n1/u1 = 900/2, 96=304 об/мин w2=304π /30 = 31, 8 рад/с

n3 = n2/u2 =304/16 = 19 об/мин w3= 19π /30 = 1, 99 рад/с

Фактическое значение скорости вращения колонны

v = π Dn3/6·104 = π ·200·19/6·104 = 0, 20 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 6%

 

Мощности передаваемые валами:

P1 = Pтр = 400 Вт

P2 = P1η рпη пк = 400·0, 97·0, 995 = 386 Вт

P3 = P2η чпη пк = 386·0, 80·0, 995 = 307 Вт

Крутящие моменты:

Т1 = P1/w1 = 400/94, 2 = 4, 2 Н·м

Т2 = 386/31, 8 =12, 1 Н·м

Т3 = 307/1, 99 = 154, 3 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал Число оборо­тов об/мин Угловая ско­рость рад/сек Мощность кВт Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя   94, 2 0, 400 4, 2
Ведущий вал редуктора   31, 8 0, 386 12, 1
Ведомый вал редуктора   1, 99 0, 307 154, 3

 


3 Выбор материалов червячной передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.53], для червяка сталь 45 с закалкой до твердости > HRC45.

Ориентировочное значение скорости скольжения:

vs = 4, 2uw310-3M21/3 = 4, 2× 16, 0× 1, 99× 10-3× 154, 31/3 = 0, 72 м/с,

при vs < 2 м/с рекомендуется [1 c54] чугун СЧ15, способ отливки – в землю: sв = 315 МПа.

 

Допускаемые контактные напряжения:

[s]H = 200 – 35vs = 200 – 35× 0, 72 = 175 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при реверсивной передаче:

[s]F = 0, 075sвKFL,

где КFL – коэффициент долговечности.

KFL = (106/NэН)1/9,

где NэН – число циклов перемены напряжений.

NэН = 573w3Lh = 573× 1, 99× 24500 = 2, 8× 107.

KFL = (106/2, 8× 107)1/9 = 0, 690

[s]F = 0, 075× 315× 0, 690 = 16 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов червячной передачи

Элемент передачи Марка стали Термоо-бработка σ в σ -1 [σ ]Н [σ ]F
Н/мм2
Червяк   Закалка > HRC45        
Колесо СЧ15          

 

 

4 Расчет закрытой червячной передачи

Межосевое расстояние

= 61(154, 3·103/1752)1/3 =105 мм

принимаем аw = 100 мм

Основные геометрические параметры передачи

Модуль зацепления:

m = (1, 5¸ 1, 7)aw/z2,

где z2 – число зубьев колеса.

При передаточном числе 16, 0 число заходов червяка z1 = 2, тогда число зубьев колеса:

z2 = z1u = 2× 16, 0 = 32

m = (1, 5¸ 1, 7)100/32 = 4, 7¸ 5, 3 мм,

принимаем m = 5, 0 мм.

Коэффициент диаметра червяка:

q = (0, 212¸ 0, 25)z2 = (0, 212¸ 0, 25)32 = 6, 8¸ 8

принимаем q = 8

Коэффициент смещения

x = a/m – 0, 5(q+z2) = 100/5, 0 – 0, 5(8 +32) = 0

Фактическое значение межосевого расстояния:

aw = 0, 5m(q+z2+2x) = 0, 5× 5, 0(8 +32 – 2× 0) = 100 мм

Делительный диаметр червяка:

d1 = qm = 8× 5, 0 = 40 мм

Начальный диаметр червяка dw1 = m(q+2x) = 5, 0(8 +2·0) = 40.0 мм

Диаметр вершин витков червяка:

da1 = d1+2m = 40+2× 5, 0 = 50 мм.

Диаметр впадин витков червяка:

df1 = d1 – 2, 4m = 40 – 2, 4× 5, 0 = 28 мм.

Длина нарезной части червяка:

b1 = (10+5, 5|x|+z1)m + C = (10+5, 5× 0+2)5, 0+0 = 60 мм.

 

при х < 0 ® С = 0.

Делительный угол подъема линии витка:

g = arctg(z1/q) = arctg(2/8) = 14, 04°

Делительный диаметр колеса:

d2 = mz2 = 5, 0× 32 = 160 мм.

Диаметр выступов зубьев колеса:

da2 = d2+2m(1+x) = 160+2× 5, 0(1+0) = 170 мм.

Диаметр впадин зубьев колеса:

df2 = d2 – 2m(1, 2 – x) = 160 – 2× 5, 0(1, 2 – 0) = 148 мм.

Наибольший диаметр зубьев колеса:

dam2 = da2+6m/(z1+2) = 170+6× 5, 0/(2+2) = 178 мм.

Ширина венца колеса:

b2 = 0, 355aw = 0, 355× 100 = 36 мм.

Фактическое значение скорости скольжения

vs = uw2d1/(2000cosg) = 16× 1, 99× 40/(2000cos14, 04°) = 0, 64 м/с

Уточняем допускаемые контактные напряжения:

[s]H = 200 – 35vs = 200 – 35× 0, 64 = 178 МПа.

Коэффициент полезного действия червячной передачи

h = (0, 95¸ 0, 96)tgg/tg(g+j)

где j = 3° - приведенный угол трения [1c.74].

h = (0, 95¸ 0, 96)tg14, 04°/tg(14, 04°+3°) = 0, 78.

Силы действующие в зацеплении

Окружная на колесе и осевая на червяке:

Ft2 = Fa1 = 2Т3/d2 = 2× 154, 3× 103/160 = 1929 H.

Радиальная на червяке и колесе:

Fr1 = Fr2 = Ft2tga = 1929× tg20° = 702 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

Ft1 = Fa2 = 2Т2/d1 = 2× 12, 1× 103/40 = 605 H.

 

Расчетное контактное напряжение

sН = 340(Ft2K/d1d2)0, 5,

где К – коэффициент нагрузки.

Окружная скорость колеса

v2 = w3d2/2000 = 1, 99× 160/2000 = 0, 16 м/с

при v2 < 3 м/с ® К = 1, 0

sН = 340(1929× 1, 0/40× 160)0, 5 = 186 МПа,

перегрузка (186 – 178)100/178 = 4, 5% < 5%.

Расчетное напряжение изгиба для зубьев колеса

sF = 0, 7YF2Ft2K/(b2m),

где YF2 – коэффициент формы зуба колеса.

Эквивалентное число зубьев колеса:

zv2 = z2/(cosg)3 = 32/(cos14, 04°)3 = 35, 0 ® YF2 = 1, 64.

sF = 0, 7× 1, 64× 1929× 1, 0/(36× 5, 0) =12, 3 МПа.

Условие sF < [s]F = 16 МПа выполняется.

 

 

Так как условия 0, 85< sH < 1, 05[sH] и sF < [sF] выполняются, то можно утверждать, что устойчивая работа червячной закрытой пере­дачи обеспечена в течении всего срока службы привода.

 


5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

Выбор ремня. По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения О

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d1min =63 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше d1 = 80 мм

Диаметр большого шкива

d2 = d1u(1-ε) = 80∙ 2, 96(1-0, 01) = 234 мм

где ε = 0, 01 – коэффициент проскальзывания

принимаем d2 = 224 мм

Межосевое расстояние

a > 0, 55(d1+d2) + h = 0, 55(224+ 80) + 6, 0 = 173 мм

h = 6, 0 мм – высота ремня сечением О

принимаем а = 300 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0, 5π (d1+d2) = 0, 5π (80+224) = 478

y = (d2 - d1)2 = (224 – 80)2 =20736

L = 2∙ 300 + 478 +20736/4∙ 300 = 1095 мм

принимаем L = 1120 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0, 25{(L – w) + [(L – w)2 – 2y]0, 5} =

= 0, 25{(1120 – 478) +[(1120 – 478)2 - 2∙ 20736]0, 5} = 312 мм

Угол обхвата малого шкива

α 1 = 180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(224- 80)/312 = 154º

Скорость ремня

v = π d1n1/60000 = π 80∙ 900/60000 = 3, 8 м/с

Окружная сила

Ft = Р/v = 0, 40∙ 103/3, 8 =105 H

 

 

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

Cp = 1, 0 – спокойная нагрузка

Cα = 0, 92 – при α 1 = 154º

Cl = 1, 0 – коэффициент влияния длины ремня

Сz = 0, 95 – при ожидаемом числе ремней 2÷ 3

[Р] = Р0CpCα СlCz

P0 = 0, 51 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 0, 51∙ 1, 0∙ 0, 92·0, 95 = 0, 45 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 0, 40/0, 45 = 0, 9

принимаем Z = 1

Натяжение ветви ремня

F0 = 850Р /ZVCpCα =

= 850∙ 0, 40/1∙ 3, 8∙ 0, 92∙ 1, 0 = 97 H

Сила действующая на вал

Fв = 2FZsin(α 1/2) = 2∙ 97∙ 1sin(154/2) = 190 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении

ведущей ветви ремня

σ max = σ 1 + σ и+ σ v < [σ ]p = 10 Н/мм2

σ 1 – напряжение растяжения

σ 1 = F0/A + Ft/2zA = 97/47 +105/2∙ 1∙ 47 = 3, 18 Н/мм2

А = 47 мм2– площадь сечения ремня

σ и – напряжение изгиба

σ и = Eиh/d1 = 80∙ 6, 0/80 = 6, 0 Н/мм2

Eи = 80 Н/мм2 – модуль упругости

σ v = ρ v210-6 = 1300∙ 3, 82∙ 10-6 = 0, 02 Н/мм2

ρ = 1300 кг/м3 – плотность ремня

σ max = 3, 18+6, 0+0, 02 = 9, 20 Н/мм2

условие σ max < [σ ]p выполняется


6 Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении червячной передачи

Окружная на колесе и осевая на червяке:

Ft2 = Fa1 = 1929 H.

Радиальная на червяке и колесе:

Fr1 = Fr2 = 702 H.

Окружная на червяке и осевая на колесе:

Ft1 = Fa2 = 605 H.

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

Fоп = 190 Н

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от ременной передачи, действующие на вал

Fвг = Fвcosθ = 190cos60° = 95 H

Fвв = Fвcosθ = 190sin60° = 165 H

 

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

Fм = 250·Т31/2 = 250·154, 31/2 = 3105 Н

 

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов червячного редуктора

 

 


7 Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора.

 

Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ ]к = 10÷ 20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т – передаваемый момент;

d1 = (12, 1·103/π 105)1/3 = 18, 2 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 20 мм;

длина выходного конца:

l1 = (1, 0¸ 1, 5)d1 = (1, 0¸ 1, 5)20 = 20¸ 30 мм,

принимаем l1 = 25 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 20+2× 2, 0 = 24, 0 мм,

где t = 2, 0 мм – высота буртика;

принимаем d2 = 25 мм:

длина вала под уплотнением:

l2» 1, 5d2 =1, 5× 25 = 38 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 25 мм.

Вал выполнен заодно с червяком

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d1 = (154, 3·103/π 25)1/3 = 30 мм

принимаем диаметр выходного конца d1 = 30 мм;

Диаметр вала под уплотнением:

d2 = d1+2t = 30+2× 2, 2 = 34, 4 мм,

где t = 2, 2 мм – высота буртика;

принимаем d2 = 35 мм.

 

Длина вала под уплотнением:

l2» 1, 25d2 =1, 25× 35 = 44 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d4 = d2 = 35 мм.

Диаметр вала под колесом:

d3 = d2 + 3, 2r = 35+3, 2× 2, 5 = 43, 0 мм,

принимаем d3 = 45 мм.

Выбор подшипников.

Предварительно назначаем для быстроходного вала радиально-упорные роликоподшипники средней серии №7304, а для тихоходного вала роликоподшипники легкой серии №7207

Таблица 7.1

Размеры и характеристика выбранного подшипника

 

d, мм D, мм B, мм C, кН C0, кН е Y
7305A       41, 8 28, 0 0, 36 1, 66
        42, 4 32, 7 0, 38 1, 56

8 Расчетная схема валов редуктора

Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 8.1 – Расчетная схема быстроходного вала

Горизонтальная плоскость:

SmA = 80Ft1 – 160Bx + 61Fоп.г = 0;

Вх = (605× 80+61× 95)/160 = 339 Н;

Ах = Ft1 – Fоп.г – Вх = 605 – 95 – 339 =171 Н;

Мх1 = 339× 80 = 27, 1 Н× м;

Мх2 = 95× 61 = 5, 8 Н× м.

 

 

Вертикальная плоскость:

SmA = 80Fr1 – 160By – Fa1d1/2 + 61Fоп.в = 0

Вy = (702× 80+165·61 – 1929× 40/2)/160 = 172 Н

Аy = Fr1 – Fоп.в – Вy = 702 –165 – 172 = 364 Н;

Мy1 = 172× 80 =13, 8 Н× м

Мy2 =165× 61 = 10, 1 Н× м

Мy3 =165× 141 + 364·80 = 52, 4 Н× м

Суммарные реакции опор:

А = (Аx2 +Ay2)0, 5 = (1712+ 3642)0, 5 = 402 H,

B = (3392+ 1722)0, 5 = 380 H.

 

 


Расчетная схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 – Расчетная схема тихоходного вала.

Горизонтальная плоскость:

SmA = Fм90 – 100Dx +50Ft2 = 0;

Dх = (3105× 90 + 1929× 50)/100 = 3759 Н;

Cх = Fм +Dx – Ft2 = 3105+3759 – 1929 = 4935 Н;

Изгибающие моменты:

Мх1 = 3105× 90 = 279, 5 Н× м;

Мх2 = 3759× 50 = 188, 0 Н× м.

 

 

Вертикальная плоскость:

SmA = 50Fr2 – Dy100 + Fa2d2/2 = 0

Dy= (702× 50+ 605× 160/2)/100 = 835 Н

Cy= Dy – Fr2 = 835 – 702 = 133 Н

Изгибающие моменты:

Мy1 = 133× 50 = 6, 7 Н× м

Мy2 = 835× 50 = 41, 8 Н× м

Суммарные реакции опор:

C = (Cx2 +Cy2)0, 5 = (49352+1332)0, 5 = 4937 H,

D = (37592+ 8352)0, 5 = 3851 H,



Поделиться с друзьями:

mylektsii.su - Мои Лекции - 2015-2024 год. (0.032 сек.)Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав Пожаловаться на материал