• Гідрологія і Гідрометрія
• Господарське право
• Економіка будівництва
• Економіка природокористування
• Економічна теорія
• Земельне право
• Історія України
• Кримінально виконавче право
• Медична радіологія
• Методи аналізу
• Міжнародне приватне право
• Міжнародний маркетинг
• Основи екології
• Предмет Політологія
• Соціальне страхування
• Технічні засоби організації дорожнього руху
• Товарознавство продовольчих товарів

Тлумачний словник
Авто
Автоматизація
Архітектура
Астрономія
Аудит
Біологія
Будівництво
Бухгалтерія
Винахідництво
Виробництво
Військова справа
Генетика
Географія
Геологія
Господарство
Держава
Дім
Екологія
Економетрика
Економіка
Електроніка
Журналістика та ЗМІ
Зв'язок
Іноземні мови
Інформатика
Історія
Комп'ютери
Креслення
Кулінарія
Культура
Лексикологія
Література
Логіка
Маркетинг
Математика
Машинобудування
Медицина
Менеджмент
Метали і Зварювання
Механіка
Мистецтво
Музика
Населення
Освіта
Охорона безпеки життя
Охорона Праці
Педагогіка
Політика
Право
Програмування
Промисловість
Психологія
Радіо
Регилия
Соціологія
Спорт
Стандартизація
Технології
Торгівля
Туризм
Фізика
Фізіологія
Філософія
Фінанси
Хімія
Юриспунденкция

з прикладної механіки

Розробив студент групи 21Е Петров О.І.

Перевірив Ковязин О.С.

1 КІНЕМАТИЧНИЙ ТА СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу Р = 4,0 кВт;

- кутова швидкість веденого вала w = 8,0 рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна n_ec = 1000 об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де h_п – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, приймаємо h_п = 0,96;

h_з – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, приймаємо h_з = 0,98;

h_пп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, приймаємо h_пп = 0,99;

h_м – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, приймаємо h_м = 0,98.

.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

кВт.

1.3 Вибір електродвигуна

Вибираємо електродвигун 4А112МВ6 з потужністю Р_ед = 4 кВт і номінальною частотою обертання n_ен = 950 об/хв.

Завантаження електродвигуна

%.

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала,

об/хв.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

1.5.1 Приймаємо попереднє передаточне відношення пасової передачі і¢ = 2.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

Приймаємо u = 6,3.

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

об/хв; рад/с;

об/хв; рад/с; об/хв; рад/с.

1.7 Потужність на валах привода

кВт; кВт;

кВт.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

Н×м; Н×м;

Н×м.

Результати розрахунків зводимо у таблицю 1.

Таблиця 1 – Кінематичні та силові параметри привода

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі Т₂ = 500 Н·м;

- частота обертання колеса n₂ = 76,4, об/хв;

- передаточне число передачі u = 6,3;

- строк служби t_p = 4 р;

- число робочих змін К_зм = 2;

- розташування коліс відносно опор симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

- шестерня: сталь 50, термообробка поліпшення, s_мц = 790 МПа, s_т = 540 МПа, середня твердість 266 НВ;

- колесо: сталь 45, термообробка нормалізація, s_мц = 550 МПа, s_т = 280 МПа, середня твердість 194 НВ.

2.2 Строк служби передачі

,

де Д_р – число робочих днів у році, приймаємо Д_р = 250;

t_зм – тривалість робочої зміни, приймаємо t_зм = 8 год,

год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де s_{H lim 2} – базова границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження N_Н0 = 10⁷, s_{H lim 2} = 458 МПа;

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба, при чистовому фрезеруванні або струганні Z_R = 0,9 ;

S_H – коефіцієнт запасу міцності, для нормалізованих та поліпшених зубів S_H = 1,0;

K_HL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність, оскільки N₂ > N_H0, то K_HL = 1.

МПа.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де s_{F lim 2} – базова границя витривалості по напруженням згину для матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N_FО = 4×10⁶, s_{F lim 2} = 454 МПа;

K_FC – коефіцієнт реверсивності, при односторонній роботі зубів K_FC = 1,0;

S_F – коефіцієнт запасу міцності, для поковок і штамповок S_F = 1,7;

K_FL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин, оскільки N₂ > N_F0, то K_FL = 1

МПа.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де K_a – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс К_а = 49,5;

К_Нb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, приймаємо К_Нb = 1,2;

y_ba – коефіцієнт ширини колеса, y_ba = 0,315.

мм.

Приймаємо a_w = 250 мм.

2.5 Модуль зачеплення

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

мм.

Приймаємо m = 4 мм.

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Приймаємо Z₁ = 17.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

мм; мм.

2.7.2 Діаметри виступів та западин

мм; мм;

мм; мм.

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

мм.

Приймаємо b₂ = 79 мм.

мм.

Приймаємо b₁ = 82 мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

м/с.

Для підвищення кінематичних показників передачі приймаємо 8-у ступінь точності.

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові F_t

Н.

2.9.2 Радіальні F_r

Н,

де a – кут зачеплення, a = 20° для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де s_Н – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

К_Н – коефіцієнт, для прямозубих коліс К_Н = 320;

К_Нb – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба, К_Нb = 1,05;

К_НV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_НV = 1,09.

МПа

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

%.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де s_F2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

К_Fb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин, К_Fb = 1,12;

К_FV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_FV = 1,17;

Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса, Y_F2 = 3,75.

МПа.

Геометричні розміри коліс зводимо у таблицю 2.

Таблиця 2 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Висновок: обрані матеріали для виготовлення зубчатої циліндричної передачі, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.

3 РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: Визначити основні параметри клинопасової передачі.

Вихідні дані:

- потужність на ведучому валу Р_І = 4,43 кВт;

- частота обертання ведучого шківа n_I = 950 об/хв;

- обертаючий момент на ведучому шківі Т_І = 44,5 Н×м;

- передаточне відношення передачі і = 1,97.

Рисунок 3 – Розрахункова схема клинопасової передачі

3.1 Вибір перерізу клинового паса та діаметра ведучого шківа

3.1.1 Вибираємо пас перерізу Б.

3.1.2 Розрахунковий діаметр меншого шківа

мм.

3.2 Геометричні розрахунки передачі

3.2.1 Розрахунковий діаметр веденого шківа

мм.

Приймаємо d_р1 = 180 мм, d_р2 = 355 мм.

3.2.2 Фактичне передаточне відношення

,

де x – коефіцієнт пружного ковзання, приймаємо x = 0,015.

.

Відхилення передаточного відношення від заданого

%.

3.2.3 Попередня міжосьова відстань

,

де К_а – коефіцієнт міжосьової відстані К_а = 1,2.

мм.

3.2.4 Розрахункова довжини паса

,

де мм;

мм².

мм.

Приймаємо L_p = 1700 мм.

3.2.5 Фактична міжосьова відстань

мм.

3.2.6 Кут обхвату меншого шківа

.

3.3 Визначення числа пасів в передачі

3.3.1 Номінальна потужність, яка передається одним пасом

При d_p1 = 180 мм та n_I = 950 об/хв Р_ОН = 3,25 кВт.

3.3.2 Розрахункова потужність, яка передається одним пасом

,

де С_a – коефіцієнт кута обхвату, С_a = 0,94;

С_L – коефіцієнт довжини паса, С_L = 0,94;

С_і – коефіцієнт передаточного відношення, С_і = 1,12;

С_р – коефіцієнт режиму роботи, приймаємо С_р = 1,2.

кВт.

3.3.3 Попереднє число пасів

.

3.3.4 Число пасів з урахуванням нерівномірності навантаження пасів комплекту

,

де C_Z – коефіцієнт числа пасів у комплекті, C_Z = 0,95.

.

Приймаємо Z = 2.

3.3.5 Завантаження пасів передачі

%.

3.4 Діапазон регулювання міжосьової відстані

Оскільки L_p < 2 м, то мінімальне значення розрахункової довжини паса

L_{p min} = 0,98×L_p = 0,98×1700 = 1666,0 мм.

Максимальне значення розрахункової довжини паса

L_{p max} = 1,055×L_p = 1,055×1700 = 1785 мм.

Визначимо значення максимальної і мінімальної міжосьової відстані

мм;

мм.

Діапазон регулювання міжосьової відстані

мм.

Висновок: визначені основні параметри клинопасової передачі привода стрічкового транспортера.

4 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

4.1 Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- обертаючі моменти на валах: Т_ІІ = 83,5 Н×м;

Т_ІІІ = 500 Н×м.

Діаметри валів

,

де Т_i – обертаючий момент на валу, Н×м;

[t]_кр – допустимі напруження кручення, приймаємо [t]_кр = 20 МПа.

мм; мм.

Приймаємо d_II = 30 мм, d_III = 45 мм.

Приймаємо для встановлення ведучого вала підшипник № 206: d_II = 30 мм; D_II = 62 мм; B_II = 16 мм; d_rII = 35 мм.

Приймаємо для встановлення веденого вала підшипник № 209: d_IІI = 45 мм; D_IІI = 85 мм; B_IІI = 19 мм; d_rIІІ = 52 мм.

Приймаємо діаметри ведучого вала:

- під підшипниками d_пІІ = d_ІІ = 30 мм;

- під шківом клинопасової передачі d_шк = d_пІІ – 3 = 30 – 3 = 27 мм;

- під шестернею d_ш = d_rІІ = 35 мм;

Приймаємо діаметри веденого вала:

- під підшипниками d_пІІІ = d_ІІІ = 45 мм;

- під півмуфтою d_м = d_ІІІ – 5 = 45 – 5 = 40 мм;

- під колесом d_к = d_rІІІ = 52 мм.

4.2 Ескізне компонування редуктора

Виконуємо ескізну компоновку за розмірами, які були отримані при розрахунку передач, а також орієнтовно визначених розмірах валів і підшипників.

Висновок: визначені розміри валів і виконана ескізна компоновка редуктора.

Переглядів: 521

Не знайшли потрібну інформацію? Скористайтесь пошуком google:

© studopedia.com.ua При використанні або копіюванні матеріалів пряме посилання на сайт обов'язкове.