Определение общего КПД привода. Выбор материала и определение допускаемых напряжений, проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени. Сборка редуктора.
Аннотация к работе
Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора nэл. дв=1000 об/мин и необходимой мощности Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам: nвых = (6*104 *V) / (p*z) = (6*104 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин - 1, гдеВыбираем U=21,12 Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ. NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев) N?2= =60t?*n2*nз2=60*24000*151=217,4*106 t? - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 ОБОРОТN?1=N?2*U*nз1/nз2= =217,4*106*4,8=1043,7*106 N?2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот Сравним полученные значения NHE с табличным значением NHG: NHE2=54,4*106>NHG2=20*106 Принимаем NHE=NHG2=20*106 NHE1=261*106>NHG1=100*106 Принимаем NHE1=NHG1=100*106Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость. 8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH Z?0.7 (см. КН? - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2); Полученное значение ?’ округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69 Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, KF?=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ. NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев) N?2= =60t?*n2*nз2=60*24000*34=49*106 t? - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 ОБОРОТN?1=N?2*U*nз1/nз2= =49*106*4,4=215,6*106 N?2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборотКоэффициент нагрузки находим по формулам: А) При расчете на контактную выносливость КН=КН?*КН? Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес. b/d=0,5*0,4* (3,5 1) =0,9 Значение коэффициента динамичности нагрузки К? выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев. Для определения окружной скорости воспользуемся формулой: V=n2/су* (T3/U2 * ?a) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25) 1/3=0,7м/с, где n3=151мин-1 - частота вращения промежуточного вала редуктора су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колесаОсновные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость. 8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH Z?0.7 (см. КН? - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2); Полученное значение ?’ округляем до значения a=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. KF?=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи: Делительный диаметр: Dд=P/ (sin180/Z); Р-шаг цепи; Z-число зубьев звездочки.Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , , По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причем моменты здесь будут иметь значения: , . Расчет производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где - расчетный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже. Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл.10.2 лит.3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл.10.9 лит.3): , , где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту.Смазочные материалы в машинах применяют с целью умень
План
Содержание
1. Техническое задание
1.1 Кинематическая схема механизма
1.2. Определение общего КПД привода
1.3 Определение общего передаточного числа
1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени
1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени
1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени
1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени
1.9 Расчет звездочки тяговой цепи
1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
1.11 Выбор муфт
1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
1.13 Сборка редуктора
Список используемой литературы
1. Техническое задание
1.1 Кинематическая схема механизма
1.2. Определение общего КПД привода
Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле: Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103), где
Ft - 10000Н - окружное усилие, V - 0.65м/с - скорость цепи, nобщ - ообщий КПД привода.
Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера: nобщ=nm1*nб*nt *nm2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где nm1=0,98 - КПД муфты 1 nб=0,98 - КПД быстроходной ступени nтих=0,98 - КПД тихоходной ступени nm2=0,98 - КПД муфты 2
4. Выбор электродвигателя
Список литературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: "Машиностроение", 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: "Высшая школа", 1985.
3. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: "Машиностроение", 1980.
4. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: "Машиностроение", 1980.
5. В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: "Машиностроение", 1980.