Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет привода механического БНТУ.303144.035

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора

1.1 Коэффициент полезного действия редуктора

Рассчитываем коэффициент полезного действия по формуле (1.2 [1]):

з=

где _. - К.П.Д закрытой зубчатой конической передачи;

- К.П.Д клиноременной передачи.

- К.П.Д муфты;

- К.П.Д одной пары подшипников качения;

Значения К.П.Д. находим по (Таблица 1.1 [1])

;

з==0.881

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле (1.1 [1]):

где - тяговая сила, Н;

- линейная скорость, м/с.

з - К.П.Д. ленточного конвейера

4.25 кВт

1.3 Выбор электродвигателя

Выбираем асинхронный электродвигатель типа 4A100L4УЗ номинальной мощностью Р_ном=4 кВт и синхронной частотой вращения n_с = 1500 об/мин, cкоэффициентом скольжением S = 0.047 по (Приложение П1 [1])

1.4 Передаточное отношение редуктора

Частота вращения двигателя под нагрузкой:

=(1-S) = 1500(1-0.051)=1430 об/мин

где n_с - синхронная частота вращения, об/мин.;

S - коэффициент скольжения.

Угловая скорость двигателя по формуле (1.2.4.а [2]):

= 149.7 рад/c

Угловая скорость барабана по формуле (1.2. [2])

где - диаметр барабана, мм

=19.6 рад/c

Частота вращения барабана



=187.24 об/мин

Общее передаточное отношение определяется по формуле (1.2.8 [2]):

i =

i == 7.63

Выбираем значение передаточного числа для закрытой передачи u=5 по

(Таблица 2.3 [3]).Передаточное отношение ременной передачи определяем по формуле (2.2.7 [3]):

=

= =1.53

1.5 Мощности на валах привода

Определяем мощности на валах привода по (Таблица 2.4 [3]):

= 4 кВт

40.97 = 3.88 кВт

= 40.990.970.97= 3.726 кВт

1.6 Частота вращения валов

Определяем частоты вращения валов по (Таблица 2.4 [3]):

 = 1430 об/мин

= / = /936,2 об/мин

= = 187,24 об/мин

1.7 Угловые скорости валов

Определяем угловые скорости вращения валов по (Таблица 2.4 [3]):

149,7 рад/c

= = 98,0 рад/c

=19,6 рад

1.8 Вращающий момент

Определяем вращающие моменты на валах привода по (Таблица 2.4 [3]):

== = 40.26 Нм

== = 57.42 Нм

== = 277.23 Нм

1.9 Результаты расчётов

	P, кВт	T, Нм	, рад/c	n, об/мин
вал I	4	40.26	149,7	1430
вал II	3.88	57.42	98,0	936,2
вал III	3.726	277.23	19,6	187,2

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор механических характеристик материалов зубчатых колёс

Принимаем по (Таблица 2.5, стр. 16 [4] для шестерни:

Сталь - 45, термообработка - улучшение, твердость - 230 НВ

Принимаем по (Таблица 2.5, стр. 16 [4] для колеса:

Сталь - 45, термообработка - улучшение, твердость - 200 НВ

2.2 Контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения [у]_н Н/мм = МПа определяем по формуле (3.2.в, стр. 51 [3]):

где - коэффициент безопасности, для колёс, прошедших нормализации или улучшение:

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов, определяемы по формуле из (Таблица 3.1, стр. 49 [3]):

2HB+70

- коэффициент долговечности, найден по формуле (3.2.а, стр. 51 [3]):

где- число циклов перемены напряжений, соответствующие допускаемым напряжениям, определяемое по (Таблица 3.3, стр. 51 [3])

-действительное число циклов перемены напряжений определяемое по (стр. 13 [4])

где - время работы передачи и

Для колеса:

2200+70 =470 МПа

МПа

Для шестерни:

2230+70 =530 МПа

МПа

Для расчёта принимаем наименьшее: МПа

2.3 Внешний делительный диаметр

Определяем значение внешнего делительного диаметра по формуле (4.2.1, стр. 65 [3]):

где при консольном расположении, коэффициент ширины венца (рекомендация ГОСТ 1228976) (стр. 49 [1])

Принимаем по ГОСТ 1228976 ближайшее стандартное значение (стр. 49 [1])

2.4 Число зубьев колес

Принимаем число зубьев шестерни 20, тогда число зубьев колеса

2.5 Внешний окружной модуль

Определяем внешний окружной модуль по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

где внешний делительный диаметр, число зубьев колеса

2.6 Углы делительных конусов

Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса определяем по формулам (стр. 52 [1] таблица 3.12)

ctg

2.7 Внешнее конусное расстояние

Определяем внешнее конусное расстояние по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

2.8 Ширина зубчатого венца

Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

где коэффициент ширины венца,

.

2.9 Средний делительный диаметр шестерни, коэффициент ширины венца

Определяем средний делительный диаметр шестерни по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

2.10 Внешние диаметры

Определяем внешний делительный диаметр шестерни по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

Определяем коэффициент радиального смещения по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

Определяем внешние высоты головок зубьев по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

Определяем внешние делительные диаметры шестерни и колеса (стр. 52 [1] таблица 3.12)

=355.58 мм

2.11 Средний окружной и средний нормальный модуль зубьев

Определяем средний окружной модуль по формуле (стр. 52 [1] таблица 3.12)

Определяем средний окружной модуль по формуле (стр. 365 [1]):

мм

2.12 Средняя окружная скорость колёс и степень точности

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

2.13 Силы в зацеплении

Находим окружную силу на среднем диаметре шестерни по

формуле (стр. 29 [4]):

где (стр. 29 [4])

Находим осевую силу на шестерне по формуле (стр. 29 [4]):

где коэффициент для угла в,

Находим радиальную силу на шестерне по формуле (стр. 29 [4]):

где коэффициент для угла в,

Осевая сила на колесе

Радиальная сила на колесе

2.14 Проверка контактных напряжений

Определяем контактную прочность по формуле (3.28, [1]):

гдекоэффициент нагрузки

(таблица 3.5, [1])

(таблица 3.6, [1])

Проверяем контактное напряжение на валу колеса:

МПа

Недогрузка допускаемая недогрузка передачи менее 10%.

2.15 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

по формуле (3.31 [1]):

где ,

1 (табл. 3.8 [1])

(табл. 3.8 [1])

Коэффициент формы зуба выбираем по формуле:

Для шестерни

Для колеса

При этом (стр. 42 [1])

Коэффициент, учитывающий повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями



где n=7 степень точности передачи =1.3 (стр. 53 [1])

Допускаемое напряжение по формуле (3.24 [1])

Для шестерни (табл. 3.9 [1])

Для колеса (табл. 3.9 [1])

Коэффициент безопасности определяется по формуле

(табл. 3.9 [1])

для поковок и штамповок

Определяем допускаемые напряжения и соотношения

для шестерни

; 63.4

для колеса

; 57.14

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса т.к.

Проверяем зуб колеса

Недогрузка 73.4%.

3. Расчёт клиноременной передачи

3.1 Частота вращения ведущего шкива

электродвигатель редуктор привод зубчатый

По формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]) определяем частоту вращения ведущего шкива:

где s - скольженияs=0.047 (приложение 3 [1])

3.2 Вращающий момент на ведущем валу

Находим вращающий момент по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

3.3 Диаметр ведущего шкива

Находим диаметр ведущего шкива по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

Принимаем (стр. 120 [1])

3.4 Диаметр ведомого шкива

Находим диаметр ведомого шкива по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

где iпередаточное отношение

для передач с регулируемым натяжением ремня е = 0.1

Принимаем (стр. 120 [1])

3.5 Передаточное отношение

Находим передаточное отношение по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

Отклонение:

3.6 Межосевое расстояние

Находим межосевое расстояние по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):



3.7 Угол обхвата малого шкива

Находим угол обхвата малого шкива по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

3.8 Длина ремня

Находим длину ремня по формуле (табл. 7.5 стр. 125 [1]):

3.9 Скорость ремня

Находим скорость ремня по формуле (табл. 7.5 стр. 126 [1]):

3.10 Окружная сила

Находим окружную силу по формуле (табл. 7.5 стр. 126 [1]):

3.11 Число ремней

Рассчитаем число ремней по следующей зависимости

- номинальная мощность, передаваемая одним ремнём;

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

- коэффициент угла обхвата при;

- коэффициент, учитывающий количество ремней в передаче;

- коэффициент режима работы.

Следовательно, число ремней равно

.

С учётом округления в большую сторону получаем значение числа ремней, равное .

Рассчитаем силу предварительного натяжения ветвей ремня по формуле



- коэффициент, учитывающий центробежную силу.

Следовательно, сила предварительного натяжения ветвей ремня равна

.

Сила, действующая на валы равна

.

3.12 Проверочный расчёт ременной передачи

Проверяем необходимое условие, а именно:

Ш - требуемая долговечность ремней;

- частота пробега ремня;

- предел выносливости для клиновых ремней;

- максимальное напряжение в цикле, где

- напряжение в ремне от силы предварительного натяжения;

- напряжение от окружного усилия;

- напряжение изгиба, где

- модуль упругости ремня при изгибе, для прорезиненных ремней принимает значения от до .

Следовательно, напряжение изгиба равно

.

§ - напряжение от центробежных сил, где

- плотность ремня, для прорезиненных ремней принимает значения от до .

Следовательно, напряжение от центробежных сил равно

.

Значит, максимальное напряжение в цикле равно

.

· - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на долговечность ремня при ;

· - коэффициент, учитывающий режим работы передачи при переменной нагрузке.

Следовательно, расчётная долговечность ремней равна

.

Условие выполняется, т.к. .

Литература

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебн. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - 2-е изд., перераб. И доп. М.: Машиностроение, 1988.

2. Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. Детали машин. Проектирование: Учебное пособие. - М.: Минск. УП «Технопринт», 2001. - 292 с., ил.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с., ил.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. Пособие для машиностроит. Спец. Техникумов. - М.: Высш. шк., 1984. - 336 с., ил.

Размещено на Allbest.ru