Кинематический расчет привода

Кинематический расчет


Дано: кН; м/с; D=0,5 м.

1. Определим мощность на валу звездочки конвейера

P5 = Ft*v=5,5*1,5=8,25 кВт.

Определим общий КПД привода

hобщ=hр*hц2*hм*hп4=0,97*(0,97) 2*0,99*(0,99) 4=0,87

Согласно учебнику «Курсовое проектирование деталей машин» стр.5, значение КПД механических передач

hцил=0,97

hрем=0,97

hмуфты=0,99

hподш=0,99

2. Определим мощность на валу двигателя

Pэд=P5/hобщ =9,48 кВт

Из таблицы «Асинхронные двигатели серии 4А, закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81)" при Pэд. =11 кВт и синхронной частоте вращения nэд=1500 об/мин скольжение составляет s=2,8%, тип двигателя 132 МЧ

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Определим частоту вращения звездочки

n4=60*v/p*D =60*1,5/3,14*0,5 =57,3 (об/мин)

Номинальная частота вращения двигателя:

nном= nс(1 – s) =1500*(1-0,028) =1458 об/мин

Передаточное отношение привода

uобщ = nном /nр = 1458/57,3 =25,4

Согласно Чернавский С.А. стр 7 средние значения u:

для зубчатых передач 2-6, ременных 2-4

Пусть uцил=3, тогда

Определяем кинематические параметры на каждом валу привода

Вал 1:

P1 = Pэд =9,48 кВт

n1 = nэд=1458 (об/мин);

T1 =9550*P1/n1 = 62,1 Н*м

Вал 2:

P2 = P1*hрем*hподш =9,48*0,97*0,99 =9,1 кВт;

n2 = n1/uрем =1458/2,8 = 520,7 (об/мин);

T2 =T1* uрем*hрем*hподш = 167 Н*м

Вал 3:

P3 = P2*hцил *hп =9,1*0,97*0,99 =8,74 кВт;

n3 = n2/uц = 520,7/3 = 173,6 (об/мин);

T3 =T2* uц *hцил*hп = 481 Н*м

Вал 4:

P4 = P3 *hцил*hп =8,74*0,97*0,99 =8,39 кВт;

n4 = n3/uц = 173,6/3=57,87 (об/мин);

T4 = T3* uц *hцил*hп = 1386 Н*м

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Вал 5:

P5 = P4 *hмуф*hп =8,2 кВт;

n5 = n4 = 57,87 (об/мин);

T5 = T4* hм *hп = 1358 Н*м


Валы n, об/мин

, рад/с

 P, кВт Т, Н*м u h
1 1458 152,6 9,48 62,1 - -
2 520,7 54,5 9,1 167 2,8 0,94
3 173,6 18,2 8,74 481 3 0,94
4 57,87 6,06 8,39 1386 3 0,98
5 57,87 6,06 9,2 1358 -

Расчет цилиндрических зубчатых колес редуктора


Зубчатые передачи закрытые, заключенные в отдельный корпус.

В соответствии условию колесе изготовлены из Стали 40Х. Вид термообработки – улучшение. Шестерня - Сталь 40ХН, ТО – закалка. В соответствии гл. III табл.3.3. Чернавский С.А. твердость для шестерни 280 НВ, колесо 260 НВ.

3. Допускаемые контактные напряжения:

По табл.3.2, глава III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев НВ<350 и ТО улучшением

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL=1; коэффициент безопасности

Для косозубых зубчатых колес:

Для шестерни: МПа

Для колеса:

Расчетное допустимое контактное напряжение:

МПа

за принято

080402 КП 03.00.00. ПЗ

4.Т. к. колеса расположены симметрично, то по т 3.1. стр.32

и коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

по ГОСТ 2185-66 =160 мм

мм

по ГОСТ 2185-66 =224 мм

5. Нормальный модуль зацепления

мм

мм

принимаем по ГОСТ 9563-60* мм, мм.

6. Угол наклона зубьев β=10°

Определим число зубьев шестерни и колеса

1). принимаем =31

Уточняем угол наклона зубьев

2). принимаем =36

Уточняем угол наклона зубьев

7. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные:

1). (мм)

(мм)

080402 КП 03.00.00. ПЗ

2). (мм)

(мм)

Проверка: (мм)

8. Диаметры вершин зубьев

1). мм

мм

2). мм

мм

9. Ширина колеса

1). мм

2). мм

Ширина шестерни

1). мм

2). мм

10. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

1).

2).

11. Окружная скорость колес и степень точности передачи

1). м/с

2). м/с

Принимаем 8-ю степень точности.

12. Коэффициент нагрузки

Значение в таблице 5 стр 39

1). =1,03

2). =1,03

Значение в таблице 4 стр 39

1). =1,09

2). =1,06

Значение в таблице 6 для косозубых колес стр.40

1). =1

2). =1

080402 КП 03.00.00. ПЗ

1). =1,12

2). =1,09

13. Проверка контактных напряжений

МПа

МПа

14. Силы, действующие в зацеплении

окружная:

1). кН

2). кН

радиальная:

1). Н

2). Н

осевая:

1). Н

2). Н

15. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

- коэффициент нагрузки

По табл.3.7 при , =1,08

По табл.3.8 =1,25

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

для шестерни стр.42

1).

2).

080402 КП 03.00.00. ПЗ

для колеса

1).

2).

Допускаемое напряжение:

по табл.3.9 НВ

Для шестерни МПа; для колеса МПа

- коэффициент безопасности, т.к =1, то

Допускаемые напряжения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Находим отношения

для шестерни:

1).

2).

для колеса:

1).

2).

Расчеты ведем для шестерней первого и второго зацеплений:

1).

2).

для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8-й степени точности

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Проверяем прочность зуба:

1).

Па < =288 Мпа

2). Па < =288 Мпа

Условие прочности выполнено.


Предварительный Расчёт Валов


1. Материал Сталь 40Х ГОСТ 4548-71

Принимаем допускаемое напряжение

БЫСТРОХОДНЫЙ:

2. Диаметр выходного конца вала (под шкив)

Из расчётов

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

ГОСТ 6636-69

Длина ступени

Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

где t=2.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

ГОСТ 6636-69

Диаметр под шестерню:

где r=3 – координата фаски подшипника

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

ГОСТ 6636-69

определяется графически по эскизной компоновке

В=69(мм) – ширина шестерни

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Под подшипник

=B=19(мм) – для шариковых подшипников.

Тихоходный.

Диаметр выходного конца вала (под шкив)

Из расчётов

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

ГОСТ 6636-69

Длина ступени

Диаметр под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

где t=3.5. – высота буртика (Шейнблит, стр.109)

Диаметр под колесо:

где r=3,5 – координата фаски подшипника

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

ГОСТ 6636-69

определяется графически по эскизной компоновке

В=89,6(мм) – ширина колеса

Под подшипник

=B=28(мм) – для шариковых подшипников.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Выбор и проверка долговечности подшипника.

Диаметр первого колеса (колеса быстроходной передачи) – 245 мм;

Диаметр второго колеса (шестерни тихоходной передачи) – 118 мм.

Силы, действующие в зацеплении, быстроходная передача.

Окружная – Ft=2T2/d1=1363,2 H

Радиальная – Fr= Ft*=1363,2*=512,4 Н

Осевая – Fa=Ft*tgb=1363,2*0,259=353,1 Н

Силы, действующие в зацеплении, тихоходная передача.

Окружная – Ft=2T4/d1=23491,2 H

Радиальная – Fr= Ft*=23491,2*=8860 Н

Осевая – Fa=Ft*tgb=23491,2*0,2773=6523,2 Н.

Промежуточный вал.

Определение реакций в подшипниках.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Дано:

1. Вертикальная плоскость.

Определяем опорные реакции

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Проверка:

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в сечениях 1. .4