Проектирование индивидуального провода (125283)

Посмотреть архив целиком

Содержание


Энергокинематический расчет привода

Проектный и проверочный расчет конической передачи

Расчет валов

Подбор и проверка подшипников качения

Расчет шпоночных соединений

Выбор муфт

Выбор и обоснование количества смазки

Техника безопасности при работе привода

Заключение

Список использованной литературы



1 Энергокинематический расчет привода


Определим коэффициент полезного действия (КПД) привода на основании формулы 3.2[1]


(1)


где пцо КПД открытой цилиндрической передачи;

п КПД пары подшипников качения;

м КПД муфты;

пцз КПД закрытой цилиндрической передачи;

пко КПД открытой конической передачи;.

На основании данных таблицы 1.2.1[2] имеем

пко=0,920,94=0,93;

п=0,990,995=0,99;

м=0,995;

пцо =0,920,95=0,94;

пцз =0,960,98=0,97.

Таким образом:

о=0,9952·0.943·0.93·0.997·0,97=0,67

Требуемая мощность электродвигателя Pэдр определяется по формуле 3.3[1]


(2)


Частоту вращения выходного вала nвых расcчитываем руководствуясь [2]


(3)


Оптимальное передаточное число привода u0 определим по формуле 3.4[1]


u0΄=u12·u34·u56·u67·u89 (4)


где u12-передаточное число открытой конической передачи;


(5)


u34-передаточное число открытой цилиндрической прямозубой передачи;



u56-передаточное число открытой цилиндрической прямозубой передачи;



u67-передаточное число открытой цилиндрической прямозубой передачи;



u89-передаточное число закрытой цилиндрической прямозубой передачи ( конструктивно принимаем u89=3)

u΄0=2,5·3,15·3,3·1,2·3=94,5

Расчетную частоту вращения электродвигателя найдем по формуле 3.6[1]


(6)


Исходя из условий выбора электродвигателя [2]



выбираем закрытый обдуваемый асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором 4A100S2У3. По таблице 16.7.1[2] находим его технические данные:

Определяем действительное передаточное число привода u0 по формуле 3.8[1]


(7)


Рассчитываем действительное передаточное число открытой цилиндрической передачи u89


(8)


Нагрузочные характеристики каждого из валов привода (мощность Pj, частота вращения nj, крутящий момент Tj) приведены в таблице 1.1, заполненной на основании таблицы 1.2.6.[2].


Таблица 1.1 – Силовые и кинематические параметры валов привода

Вид передачи

Параметры передачи

Вал

Pj, кВт

nj, мин-1

Tj, Нм

u



Pэд=4

nэд=2880

Tэд=12




I

II

III

IV

V

3,7

2880

12,47

ПКО

2,5

0,93

3,46

1152

28,7

ПЦО1

3,15

0,94

3,18

367,5

83,27

ПЦО2

3,3

0,94

2,9

109,7

258,3

ПЦО3

1,2

0,94

2,7

91,42

303,7

ПЦЗ

5,3

0,97

2,6

17,19

1550,9



2 Проектный и проверочный расчет конической передачи


2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений передач


На основании таблицы 4.1.2[2] по известному материалу зубчатых колес выбираем материал шестерни. Это будет сталь 40, основные параметры которой находим по таблице 4.1.1[2]:

В соответствии с таблицей 4.1.1[2] находим основные параметры стали 45:

Для всех остальных передач привода сканирующего устройства материал для изготовления шестерен и колес принимаем такой же.


    1. Расчет допускаемых контактных напряжений


Пределы контактной выносливости


(9)


где HB – твёрдость поверхности зубьев.

Допускаемые контактные напряжения


(10)


где ZN – коэффициенты выносливости (ZN=1);

SH – коэффициенты запаса прочности.(SH=1).

(11)


где - меньшее из значений контактных напряжений, МПа.

Определим пределы изгибной выносливости


(12)


Допустимые напряжения изгиба


(13)


где YN - коэффициенты долговечности (YN=1);

YA – коэффициенты, учитывающие одностороннее приложение

нагрузки при одностороннем приложении нагрузки YA=1;

SF - коэффициенты запаса прочности (SF=2).

Коэффициент нагрузки передачи



где - коэффициент динамической нагрузки;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине зубчатого венца.



2.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи


Определим расчётный момент на шестерне

Н·м

Предполагаемое передаточное число



Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно её начального диаметра выбираю равным

Предполагаемое межосевое расстояние


мм


Желаемое межосевое расстояние выбираю равным мм.

Допустимое отклонение межосевого расстояния мм.

Предполагаемый начальный диаметр шестерни


мм


Определяем предполагаемую рабочую ширину


мм


Предполагаемый модуль



мм


Выбираю значение модуля по СТ СЭВ 310-76 равным 4,5мм.

Коэффициенты смещения шестерни и колеса равными Х1 = 0,5, Х2 = 0,5.

Исходный контур зубьев по ГОСТ 13755-81 α=200, h*f =1,25, h*a= 1, h*L=2.


2.4 Проверочный расчёт передачи передачи по контактным

напряжениям


Производим расчёт геометрии по ГОСТ 16532-70.

Определяем сумму чисел зубьев



Частоту вращения колеса определяем по формуле


мин-1


Модуль отклонения частоты вращения от желаемой


мин-1


Находим торцовый угол профиля



Сумма коэффициентов смещения



Угол зацепления



Межосевое расстояние


мм


Модуль отклонения межосевого расстояния от желаемого


мм


Делительный диаметр шестерни


мм


Делительный диаметр колеса


мм


Начальный диаметр шестерни


мм


Начальный диаметр колеса


мм


Основной диаметр шестерни


мм


Основной диаметр колеса


мм


Диаметр вершин зубьев шестерни


мм


Диаметр вершин зубьев колеса


мм


Диаметр впадин зубьев шестерни


мм


Диаметр впадин зубьев колеса


мм


Основной окружной шаг


мм


Осевой шаг


мм


Угол профиля зуба шестерни в точке на окружности вершин



Угол профиля зуба колеса в точке на окружности вершин



Коэффициент торцового перекрытия



Коэффициент осевого перекрытия



Коэффициент перекрытия



Средняя суммарная длина контактных линий


мм


Коэффициент среднего изменения суммарной длины контактных линий



Наименьшая суммарная длина контактных линий


мм


Число зубьев шестерни, обхватываемых нормалемером определяем по формуле



Принимаем Zn1 = 3.

Число зубьев колеса, охватываемых нормалемером




Принимаем Zn2 = 8.

Определяем длину общей нормали шестерни



Длина общей нормали колеса



2.5 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба


Определение реакций зубчатых колёс навалы

Расчётный вращающий момент на шестерне


Н·м


Расчётный вращающий момент на колесе


Н·м,


где η – КПД передачи, η=0,98.

Определяем расчётную окружную силу


Н


Определяем расчётную радиальную силу


Н


Расчётная нормальная сила


Н


Определение расчётных напряжений по ГОСТ 21354-67

Удельная расчётная окружная сила


Н/мм


Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления



Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий



Расчётные контактные напряжения

МПа

МПа


Эквивалентное число зубьев шестерни



Эквивалентное число зубьев колеса



Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни



Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни



Коэффициент, учитывающий наклон зуба



Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев



Расчётные напряжения изгиба зубьев шестерни


МПа

МПа



Случайные файлы

Файл
112348.rtf
205.rtf
49149.rtf
83249.rtf
6145-1.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.