Определение общего передаточного отношения привода И ЕГО РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПО ПЕРЕДАЧАМСтр 1 из 4Следующая ⇒
Выбор электродвигателя 2.1 Определяем общий КПД привода [4, табл. 2.2]: , где h2 = 0,98 – кпд муфты соединительной; h3 = 0,97 – кпд конического одноступенчатого редуктора; h4 = 0,96 – кпд открытой зубчатой цилиндрической передачи; h5 = 0,99 – кпд привода барабана; hn = 0,99 – потери в подшипниках. 2.2 Определяем требуемую мощность двигателя: , где Ft – тяговое усилие, Н; V – окружная скорость, м/с; h – общий КПД привода. 2.3 Определяем требуемую частоту вращения электродвигателя Определяем частоту вращения барабана Выбираем частоту вращения двигателя nС = 1500 мин-1; Выбираем электродвигатель [6, табл. К9]: – тип: 4АM132S4У3; – номинальная мощность: PН = 7,5 кВт; – номинальная частота вращения: nН = 1455 мин-1; – коэффициент перегрузки: TП/TН = 2. 2.4 Проверяем двигатель по пусковому моменту Вывод: выбранный двигатель подходит по пусковому моменту. Рисунок 4 – Эскиз двигателя
Таблица 1 – Параметры электродвигателя Размеры в миллиметрах
Определение общего передаточного отношения привода И ЕГО РАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПО ПЕРЕДАЧАМ Выбираем передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора из стандартного ряда [4, стр. 36] Определяем передаточное отношение для открытой зубчатой цилиндрической передачи
4 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 4.1 Определяем мощности на валах привода Проверка: 4.2 Определяем частоты вращения валов привода 4.3 Определяем угловые скорости валов привода 4.4 Определяем вращающие моменты на валах привода Проверка:
5 Расчет закрытой прямозубой конической передачи Рисунок 5 – Схема передачи Исходные данные: – тип передачи – закрытая прямозубая коническая – передаваемая мощность: P1 = РБ = 5,426 кВт; – момент на валу шестерни T1 = ТБ = 35,36 Н×м; – момент на валу колеса: T2 = ТТ =107,79 Н×м; – угловая скорость: w1 = wБ =152,29 с-1; – частота вращения: n1 = nБ = 1455 мин-1; – передаточное число: u = iР = 3,15 – срок службы передачи: L = 5 года, работа в 2 смену – вид смазки зацеплений: окунание в масляной ванне. 5.1 Кинематический расчет [п. 4] 5.2 Материалы зубчатых колес С учетом рекомендаций [6, §3.1] по [4, табл. 3.3] назначаем: – для шестерни – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , . – для колеса – сталь 40Х с термообработкой улучшение, , , . 5.3 Допускаемые напряжения при расчете на выносливость 5.3.1 Допускаемые контактные напряжения Базовый предел контактной выносливости по [4, табл. 3.2]
Коэффициент безопасности по [4, стр. 33] – для зуба шестерни – для зуба колеса Базовое число циклов перемены напряжений по [6, табл. 3.3]: , , Эквивалентное число циклов перемены напряжений пo [3, с.171] Для трехступенчатого графика нагрузки с моментамиТ1 – пусковой, ТH – номинальный,Т2 – минимальный, предварительно определяется время работы передачи tHиt2соответственно под нагрузками TH и T2 . Время работы передачи , часов; , часов; где L – срок службы передачи в годах; ncм – число рабочих смен; tH’ и t2’– продолжительность работы передачи под нагрузками TH и T2 за смену. , циклов; , циклов; Так как, , то коэффициент долговечности [6, стр. 55] Допускаемые контактные напряжения [3, ф. (3.9)] ; для шестерни: для колеса: Допускаемые контактные напряжения для передачи 5.3.2 Допускаемые напряжения изгиба Базовый предел изгибной выносливости зубьев [4, табл. 3.9] Коэффициент безопасности [4, табл. 3.9] Коэффициент, учитывающий двустороннее приложение нагрузки [4, стр. 45]: Базовое число циклов перемены напряжений и показатель степени [4, стр. 45] Эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, ф. (12.76)] Коэффициент долговечности [4, стр. 45] , так как Допускаемые напряжения изгиба [4, стр. 44] 5.4 Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках. 5.4.1 Предельные допускаемые контактные напряжения [4, стр. 41] 5.4.2 Предельные допускаемые напряжения изгиба [1, стр. 196] 5.5 Внешний делительный диаметр колеса из условия контактной выносливости передачи. Расчетная формула [7]: где – для прямозубых передач; KHb = 1,24 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.5]; u=i – передаточное отношение для конического одноступенчатого редуктора; = 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; – допускаемые контактные напряжения; – коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем . По ГОСТ 12289-76 [4, стр. 49] принимаем de2 = 225 мм. 5.6 Углы делительных конусов [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 8] 5.7 Конусное расстояние и ширина колес [4, табл. 3.11; 6, с. 67 п. 3] Принимаем b1 = b2 = bw = b = 35 мм. 5.8 Модуль и число зубьев Внешний делительный диаметр шестерни Назначаем числа зубьев по [4, с. 49; 6, с. 67 п. 6] Принимаем z2 = 63. Определяем внешний торцовый модуль [4, стр. 50] Согласно ГОСТ 9563 – 60 для силовых передач . Принимаем . Уточняем числа зубьев колеса Принимаем z2 = 64. Принимаем z1= 20. 5.9 Фактическое передаточное число и оценка его отклонения Вывод: Отклонение меньше установленных ГОСТ 12289-76, 3%. 5.10 Окончательное значение размеров колес [4, табл. 3.11] Углы делительных конусов Внешние делительные диаметры Внешние диаметры вершин [1, стр. 162] Внешние диаметры впадин [1, стр. 162] Средний торцовый модуль Средние делительные диаметры 5.11 Окружное усилие, окружная скорость и степень точности изготовления. По [4, с. 32; 6 табл. 4.2] назначаем 7-ю степень точности изготовления. 5.12 Проверка выносливости зубьев по контактным напряжениям [7] где ZH = 1,77 – безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления [4, стр. 31]; – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес [4, стр. 31]; – расчетная окружная сила = 0,85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической; Определяем параметры, входящие в расчетную формулу: где KHb = 1,23 [4, табл. 3.5]; KHV = 1,18 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 4.3]. Расчетные контактные напряжения и их оценка: Вывод: Выносливость зубьев по контактным напряжениям обеспечивается, недогрузка составляет 3,6 %. 5.13 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба [4, § 3.4] где KF – коэффициент нагрузки, равный ; KFb = 1,59 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [4, табл. 3.7]; KFV = 1,44 – коэффициент динамической нагрузки [6, табл. 3.8]; YF – коэффициент формы зубьев, определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев. Определяем параметры, входящие в расчетную формулу Эквивалентное число зубьев колес: Коэффициент формы зубьев определяем по [4, стр. 42; 6, табл. 4.4]
Оценка прочности зуба шестерни и колеса по отношению: Расчет выполняем по шестерне, так как для нее это отношение меньше. Вывод: Выносливость зубьев на изгиб обеспечивается. 5.14 Проверка прочности зубьев при перегрузках [7] Вывод: Прочность зубьев по контактным напряжениям и на изгиб при перегрузках обеспечивается. Контрольный счет на ЭВМ: ©2015 arhivinfo.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.
|