←предыдущая следующая→
1 2 3
I. Кинематический и силовой расчет привода.
Цель: определение мощности крутящих моментов и частоты вращения каждого вала, а также подбор электродвигателя по каталогу.
1. Определяем мощность на ленте транспортёра:
PБАР=V x F=1 x 3000=3000 Вт
2. Определяем КПД привода:
общ= рем x зубч x 3подш x муфты
=0, 96 x 0,975 x 0,993 x 0, 99 = 0, 8991=89, 9 %
3.Расчетная мощность электродвигателя:
Рдв= = =3337 Вт
Выбор асинхронного электродвигателя по каталогу:
Р= 4,0 кВт тип 4А100S2Y3
nэд=2865 мин-1 масса 34 кг
= 2.0
Y= 0.139 кг м
4.Определяем частоту вращения барабана ленточного конвейера:
v= ×r => =
= рад/с
число оборотов барабана в мин:
nбар= об/мин
Выбранный электродвигатель удовлетворяет параметрам.
5.Общее передаточное отношение привода:
iобщ= nдв / nбар =
6.Разбиваем общее передаточное отношение привода на iрем и iзубч
принимаем
iрем=iзубч= iобщ =5,75
7.Определяем числа оборотов всех валов и угловые скорости:
7.1 Вал двигателя:
nдв=2865 об/мин
дв= nдв /30= рад/с
7.2 Вал шестерни:
n1= nдв/ iрем = об/мин
1= дв/ iрем = рад/с
7.3 Вал колеса:
n2= n1/ iзубч = об/мин
2= 1/ i зубч = рад/с
8.Определяем мощности на всех валах:
Р2=Рбар/ муфты X подш= =3060,9 Вт
Р1=Р2/ 2подш X зубч= Вт
Рдв=Р1/ рем= =3336,6 Вт
9.Определяем крутящие моменты на всех валах:
Тдв= Рдв / дв= = 11.1 Нм
Т1= Р1 / 1= = 61.32 Нм
Т2= Р2 / 2= = 336.71 Нм
10.Результаты кинематического и силового расчёта привода сводим в таблицу:
показатель валдв 1-й вал 2-й вал ед. измерения
1.Мощность Рдв=3336,6 Р1=3203,1 Р2=3060,9 Вт
2.Частота вращения n дв=2865 n1=498.69 n2=86.8 об/мин
3.Угловая скорость дв= 300.06
1= 52.23
2= 9.09
рад/с
4. Крутящий момент Тдв= 11.1 Т1= 61.32 Т2= 336.71 Нм
II. Расчет клиноременной передачи
1.По графику в соответствии с заданной мощностью Р=4 кВт и частотой вращения малого шкива nдв=2865 об/мин выбираем клиновой ремень нормального сечения А, для которого минимальный расчётный диаметр малого шкива dmin= 90 мм. Ввиду отсутствия жестких требований к габаритам для увеличения тяговой способности и КПД передачи, а также долговечности ремней принимаем стандартный расчетный диаметр малого шкива d1=100 мм.
Тогда d2=и X d1=5.75 x 100=574.5 мм, округляем до ближайшего стандартного размера d2=560 мм.
2. Определяем окружную скорость ремня:
v= x d1 x n дв/60=3,142 x 100 x 2865/60=15 м/с
3.Определяем минимальное межосевое расстояние, учитывая, что высота сечения выбранного ремня h= 8 мм.
аmin=0,55(d1+d2)+ h=0,55(100+560)+8 = 371 мм
Предварительно принимаем а=370 мм.
4.Находим расчётную длину ремня:
Lp=2а+ ( d1+d2)/2+( d2-d1)2/4а =2x370+ + = 1919.8 мм
Принимаем ближайшее стандартное значение длины ремня L=2000 мм.
5. Окончательно межосевое расстояние:
а=0,25
где =3,142(100+560)/2=1036.8
y=
а=0.25 =418 мм
6.Проверяем угол обхвата малого шкива:
=1800- x 570=180- x 57=1170
7.Проверяем число пробегов ремня:
П= v / Lp=15/2=7.5 =15 с-1
8.Определим расчётную мощность Рр, передаваемую одним ремнём, учитывая, что номинальная мощность для выбранного ремня Р0=2.07 кВт, а исходная длина Lp=2000 мм.
Рр= Р0 =2.07 x 0,81 x 0,98/1,3 = 1,26 кВт
коэффициент угла обхвата С =0,81
коэффициент длины ремня при L/ Lp=2000/2240=0,89 равен СL=0.98
коэффициент динамичности режима работы Ср=1,3.
9.Определяем число ремней передачи z=Р/(Сz x Рр) = 4 /(0,9 x 1.26) = 3.5
т.к. коэффициент, учитывающий число ремней передачи Сz=0,9
принимаем число ремней z=4.
10. Вычислим нагрузку R на валы и опоры, предварительно определив силу натяжения ветви одного ремня.
F0= +Qv2= +0.1 = 104 H
11. Q- коэффициент учитывающий влияние центробежных сил для сечения ремня В, тогда:
R=2 F0 z sin( 1/2)= =709 H
.
III. Расчёт цилиндрической передачи.
1.В качестве материала для зубчатых колёс выберем сталь 40Х с различной термообработкой, а именно: для шестерни- улучшение, средняя твёрдость Н1=325 НВ; для колеса- улучшение, средняя твёрдость Н2=270 НВ
2. Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле:
= =,
где базовый предел контактной выносливости =2HHB+70
коэффициенты долговечности
ZN1= = =1.02
Т.к. для шестерни база испытаний NHlim= циклов, а заданное число циклов:
Nk1=60 n1 Lh=
Lh= Lh x K1 x K =2000 x 0.5 x 0.75=750
ZN2= = =1.3
Т.к. для колеса база испытаний NHlim= циклов, а заданное число циклов:
Nk2= Nk1/и=
коэффициент запаса прочности SH=1,1 (колёса с однородной структурой материала). Тогда для шестерни:
= МПа
для колеса:
= МПа
Условно допускаемое контактное напряжение:
=0,45 = МПа
что меньше 1,23 = МПа
3. Из расчёта на контактную усталость определим делительный диаметр шестерни по формуле:
d1=Kd ,
где Кd=6750 Па1/3; =1.06
T1=P1/ =30 P1/ n1= = 61.3 Hм
T2 =T1 =61.3 Hм
при симметричном расположении опор,
тогда
d1=6750 =0,035 м=35 мм
принимаем предварительно d1=35 мм, тогда d2= d1=5.75 x 35 = 201 мм,
а межосевое расстояние а=( d1+ d2)/2=(35+201)/2=118 мм, принимаем ближайшее стандартное значение а=125 мм и определяем нормальный модуль зацепления:
m=(0.01…0.02) а=(0.01…0.02)125=1.25…2.5
4.Принимаем стандартный нормальный модуль mn=2 мм
5.Ширина венца колеса будет равна мм
принимаем b=50 мм.
6.Принимая коэффициент осевого перекрытия = =2, определим предварительно угол наклона зубьев
7. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
z1+z2=2аcos
принимаем 121, тогда z1=18 z2=103
8.Так как стандартное межосевое расстояние должно быть выдержано точно, то скорректируем угол наклона зубьев по принятому суммарному их числу:
=( z1+z2) /(2а)= =0,968
9.Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:
делительный диаметр
мм
мм
причём межосевое расстояние
а= мм
диаметр вершин зубьев
мм
мм
ширина венца колеса
мм
шестерни мм
10.Определим окружную скорость колёс передачи:
м/с
11.Для уменьшения динамических нагрузок и шума примем8-ю степень точности изготовления колёс.
12.Проверим зубья на усталость при изгибе. Прежде всего определим эквивалентное число зубьев:
13. По таблице находим коэффициент формы зуба
14. Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни иколеса по формуле:
где базовый предел выносливости при изгибе ;
коэффициент реверсивности нагрузки =1 (передача не реверсивная);
коэффициент долговечности =1 ( так как заданное число циклов циклов );
коэффициент запаса прочности ;
Тогда для шестерни:
МПа
для колеса:
МПа
15. Проверочный расчёт будем вести по колесу, зубья которого менее прочные.
16. Проверяем напряжения изгиба колеса по условию:
где коэффициент формы зуба =3,6; коэффициент наклона зуба 1- ;
удельная окружная сила Н/м (так как вращающий момент Нм, коэффициент динамичности нагрузки при 8-й степени точности и окружной скорости 0,95 м/с; делительный диаметр шестерни мм; ширина венца мм);
нормальный модуль , тогда
Па=115 МПа МПа
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
17. Окончательно проверим зубья на контактную усталость по формуле:
Па= =543
←предыдущая следующая→
1 2 3