Розрахунок зубчасто-пасового приводу (125442)

Посмотреть архив целиком
















РОЗРАХУНОК зубчасто-пасового привода


  1. Вибір електродвигуна та розрахунок основних параметрів привода



Вихідні дані: Nз = 6.5 кВт;

Nв=70 об/хв


1.1 Визначаємо частоту обертання вихідної ланки привода:


nз =70 об/хв.


1.2 Визначаємо КПД електродвигуна:


пр = р.п (под. )m з.п = 0,96  0,992  0,98 = 0,95;

п.п = 0,94 ... 0,96 – К.К.Д пасової передачі (с.15 [1]), ηр = 0,96;

з.п = 0,96 ... 0,98 – К.К.Д зубчастого редуктора (с.15 [1]), ηз = 0,98;


1.3 Визначаємо необхідну потужність двигуна, (кВт):


1.4 Визначаємо можливу частоту обертання двигуна(1/хв.)


nэд<15*nвых<15*7=1050

Беремо електродвигун серії 4А згідно з ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1]) 4А132М6У3.

Параметри електродвигуна:


Nел = 7,06кВт; nел = 970 об/хв.;


1.5 Визначаємо дійсне передаточне відношення привода:



1.6 Визначаємо передаточне відношення по ступенях


Uр=3

Uз=4.62


1.7 Визначаємо частоти обертання валів привода (об/хв):


n1 = nел = 970

;

n3


1.8 Визначаємо потужності на валах привода (кВт):


N1 = Nвх.= 7,06

N2 = N1  п.п = 7,06 0,95 = 6,7;

N3 = Nвых.= 6,5


1.9 Визначаємо крутні моменти на валах привода (нм):


1 = 9550;

2 = 9550;

3 = 9550 .


1.10 Визначаємо орієнтовні діаметри валів привода (мм):


d1 = dел = 38, (табл. 3 [1]);

d = ;

k = ;

d2 =29,23 => 30 =>35 ;

d3 =51 =>55 =>55.


Де[] = 15 … 30 МПа – допустиме напруження.

Приймаємо: d2 = 35 мм, d3 = 55 мм.

1.11 Основні параметри привода:


параметры

размерность

Вал 1 (ел.)

Вал 2 (5)

Вал 3 (9)

1

N

кВт

7.06

6.7

6.5

2

n

об/хв

970

388

70

3

T

Нм

69.5

164.9

886.8

4

d

мм

38

35

60



2. Розрахунок клинопасової передачі



Вихідні дані: N1 = 7.06 кВт;

n1 = 970 об/хв;

T1 = 69.5Нм;

Uр=2.5


2.1 Визначаємо профіль паса:


T = 69.5

Приймаємо профіль паса “Б” з розмірами перерізу (табл. 2.12):












bp = 14 мм;

h = 10.5 мм;

b0 = 17 мм;

y0 = 4.0 мм;

F1 = 1.38 см2;

q = 0,18 кг/м.


2.2 Визначаємо діаметр ведучого шківа (табл. 2.15):


dp1 = 140 мм.


2.3 Визначаємо діаметр веденого шківа (мм):


dp2 = dp1  uп.п (1 – ) = 140  2.5∙ (1 – 0,02) = 384


де  = 0,01 ... 0,02 – коефіцієнт ковзання.

Згідно з ГОСТ 17383-73 (табл. 2.4) приймаємо:

dp2 = 400 мм.


2.4 Фактичне передаточне відношення


uп.п = .


2.5 Визначаємо швидкість паса (м/с):


V1 = < [V] = 25.



2.6 Частота обертів веденого вала (об/хв):


n2 = .


2.7 Визначаємо міжосьову відстань (табл. 2.14), мм:


а1 = Ка  dp2 = 1,05  400=420;

Ка=1,05.


2.8 Розрахункове значення довжини паса (мм):


L1=.


Вибираємо стандартну довжину паса (с. 26):

L1ст. = 1800 мм.


2.9 Перевіряємо умову обмеженості числа пробігів паса (1/c):


< [] = 5


2.10 Уточнюємо міжосьову відстань (мм):


a2cm=368 мм



2.10.1 Мінімальне значення міжосьової відстані (мм):


аmin =352-0,01*1600=336


2.10.2 Максимальне значення міжосьової відстані (мм):


amax =352+0,01*1600=368.


2.11 Перевіряємо кут обхвату ведучого шківа:


1 = 180 – 60∙ 180 – 60∙>[1] = 110


Вимоги виконуються.


2.12 Знаходимо коефіцієнт довжини паса:


(табл. 2.19),


де L0 = 2240 мм – базова довжина паса “Б” (табл. 2.15).


2.13 Вихідна потужність паса (табл. 2.15) при dp1 = 140 мм и V1 =45 м/с

 N0 =1,07 кВт


2.14 Коефіцієнт кута обхвату (табл. 2.18)


С = 0,89.



2.15 Поправка до обертового моменту на передаточне відношення (табл. 2.20)


п = 2,3 нм.


2.16 Поправка до потужності (кВт):


п = 0,0001∙ п  n1 = 0,0001  2,3  970 = 0.22.


2.17 Знаходимо коефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8):


Ср = 0,92


2.18 Допустима потужність на один клиновий пас (кВт):


[N] = (N0C∙CL + п) ∙Ср = (1,07*0,99*0,95+0,22)  0,92 = 1,13.


2.19 Розрахункове число пасів:


z =.


2.20 Коефіцієнт нерівномірності навантаження пасів (с. 28 [1])


Сz = 0,85.


2.21 Визначаємо дійсне число пасів:


z.


Приймаємо число пасів z= 8.


2.22 Зусилля попереднього натягу одного клинового пасу (н):


S01 =,


2.23 Визначаємо силу тиску на вали передачі (н):


Q = 2∙ S01 z∙sin.


2.24 Визначаємо розміри ободу шківа (табл. 2.21):















lр = 14 мм;

h =10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l = 19±0,4мм;

f = 18,5+2;-1 мм;

h1min = 8 мм;

1 = 34;

2 = 38°.

Зовнішній діаметр шківа (мм):


de1 = dp1 + 2∙b = 140+2*4,2=148,4 мм

de2 = dp2 + 2∙b = 384+2*4,2=392,4 мм.


Ширина обода шківа (мм):


М = (z– 1) L + 2∙ = 196.



3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОї ЦИЛIНДРИЧНОї ЗУБЧАТОї ПЕРЕДАЧI



Вихідні дані: N1 = 6,7 кВт;

n1 = 388 об/хв.;

T1 = 164,9н*м;

Uз = 4,62.


3.1 Вибираємо матеріал для виготовлення шестерні та колеса (табл. 8.8):


Параметри

шестерня

колеса

1

марка сталi

Ст.40X

Ст.45

2

твердiсть середини

245HB

200 HB

3

твердiсть поверхнi

58 HRСэ

50 HRСэ

4

термообробка

Зак.ТВЧ

Нормалiзацiя

5

межа текучестi

800 МПа

450 МПа

6

межа мiцнiстi (Gв)

1000 МПа

750 МПа


3.1.2 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні:


МПа


Значення вибираємо з табл.3.19:

SF = 1,75;

SF = 1,0;

G0Flim1 = 600 Мпа;

YS = 1,0;

YR = 1,0;

kFL1 = 1,0;

kFl1 = 1,0.


3.1.3 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса:


МПа

G0Flim2 = 1,8 HB = 360 Мпа.


3.1.4 Вибираємо припустиме напруження перетина для шестерні з перенавантаженнi:



GFlimM1 = 2450 (табл.3.19).

3.1.5 Вибираємо припустиме напруження перетина для колеса з перенавантаженнi:


МПа

GFlimM2 = 4,8 HB.


3.1.6 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців шестерні (МПа):



[Gн1] = МПа

GHlim1 = 1,8 ∙HRСэ+150 = 1194 МПа;

SH=1,25;

SHL=1,0;

zR = 0,95;

zV = 1,0.


3.1.7 Визначаємо допустиме контактне напруження для зубців колеса (МПа):


[Gн2]= МПа

GHlim2 = 2 ∙HB+70 = 470 МПа.


3.1.8 Визначаємо допустиме контактне напруження, дiюче в зацiпленнi:


[Gн]= min {[Gн1], [Gн2] } = 392МПа.


3.2 Проектуючий розрахунок зубчатой передачi


3.2.1 Визначаємо колову швидкість (м/с):


Vt =0,6.


3.2.2 Необхідна ступінь точності передачі (табл. 3.33:

nt = 9.


3.2.3 В основу покладена залежнiсть:

,


де КНα = 1,0 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по зубям;

КН = 1,08 – коефіцієнт нерівномірності навантаження по ширині зубчастих вінців (рис. 8.15 [2]);

КНV = 1,05 – коефіцієнт динамічного навантаження (табл. 8.3 [2]);


zM = МПа1/2


коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс;


zH =


- коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;


zε =


- коефіцієнт торцевого перекриття зуба,

де


,


де z1 = 29-кiлькiсть зубців шестернi,

z2 =29*4,62=133,98=>134 - кiлькiсть зубців колеса,

cosβ = 1,

εα = [1,88-3,2∙(1/29 + 1/134)] = 1,75,

zε =0.75;


d = 1 – коефіцієнт ширини зубчатого вінця (табл. 8.4 [2]);

dw1=86.6мм.


3.2.4 Визначаємо модуль зубців (мм):


,


Приймаємо стандартний модуль зубців (табл. 8.1 [2]):

m = 4 мм.


3.2.5 Були отриманi слiдуючi розрахунки:


m= 4мм;

z1 = 29;

z2 = 134;

dw1 = m∙z1= 4*29=87 мм;

bw = ψd∙dw1 = 86.6.


3.3 Геометричний розрахунок зубчатої передачi.

3.3.1 Обчислюємо ділильний кут профiля:


.



3.3.2 Обчислюємо кут зацiплення:


;

х12=0;

αtw=αt=20°.


3.3.3 Визначаемо мiжосьову вiдстань:


мм.


3.3.4 Обчислюємо ділильний діаметр шестірні та колеса (мм):


di= ,

d1=29*4=87 мм;

d2= 4*134=402 мм.


3.3.5 Обчислюємо діаметри вершин зубцiв шестірні та колеса (мм):


Случайные файлы

Файл
31303.rtf
33123.rtf
44854.doc
Kursovoi_proekt.doc
18754.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.