Реферати українською » Промышленность, производство » Розрахунок зубчасті-пасів приводу


Реферат Розрахунок зубчасті-пасів приводу

>РОЗРАХУНОКзубчасто-пасового приводу


1.Вибірелектродвигуна тарозрахунокосновнихпараметрів приводу

>Вихіднідані: Nіз = 6.5 кВт;

Nв=70об/хв

1.1Визначаємо частотуобертаннявихідної ланки приводу:

nіз =70об/хв.

1.2Визначаємо ККДелектродвигуна:

hін = h>р.п> (hпід. )>m> h>з.п = 0,96 0,992 0,98 = 0,95;

hв.п = 0,94 ... 0,96 –К.К.Дпасовоїпередачі (>с.15 [1]),р = 0,96;

h>з.п = 0,96 ... 0,98 –К.К.Дзубчастого редуктора (>с.15 [1]),із = 0,98;

1.3Визначаємонеобхіднупотужністьдвигуна, (кВт):

1.4Визначаємоможливу частотуобертаннядвигуна(1/хв.)

nед<>15*n>вих<15*7=1050

>Беремоелектродвигунсерії 4А згідно із ГОСТ 19523-81 (табл. 2 [1])4А132М6У3.

>Параметриелектродвигуна:

Nїв =7,06кВт; nїв = 970об/хв.;

1.5Визначаємодійснепередаточне ставлення приводу:

1.6Визначаємопередаточне ставлення по щаблях

Uр=3

Uіз=4.62

1.7Визначаємочастотиобертаннявалів приводу (>об/хв):

n1 = nїв = 970

;

n3

1.8Визначаємопотужності на валах приводу (кВт):

N1 = N>вх.= 7,06

N2 = N1 > hв.п =7,06 0,95 = 6,7;

N3 = N>вих.= 6,5

1.9Визначаємокрутнімоменти на валах приводу (нм):

T1 = 9550;

T2 = 9550;

T3 = 9550 .

1.10Визначаємоорієнтовнідіаметривалів приводу (мм):

>d1 =dїв = 38, (табл. 3 [1]);

>d = ;

>k = ;

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

>d3 =51 =>55 =>55.

>Де[t] = 15 … 30МПа –допустименапруження.

>Приймаємо:d2 = 35 мм,d3 = 55 мм.

1.11Основніпараметри приводу:

параметри розмірність Вал 1 (їв.) 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.Розрахунокклинопасовоїпередачі

>Вихіднідані: N1 = 7.06 кВт;

n1 = 970об/хв;

T1 =69.5Нм;

Uр=2.5

2.1Визначаємопрофіль паса:

T = 69.5

>Приймаємопрофіль паса “Б” ізрозмірамиперерізу (табл. 2.12):

b>p = 14 мм;

h = 10.5 мм;

b0 = 17 мм;

y0 = 4.0 мм;

F1 = 1.38 див2;

>q = 0,18кг/м.

2.2Визначаємодіаметрведучогошківа (табл. 2.15):

>d>p1 = 140 мм.

2.3Визначаємодіаметрведеногошківа (мм):

>d>p2 =d>p1 > uв.п (1 – e) = 140 2.5 (1 – 0,02) = 384

де e = 0,01 ... 0,02 –коефіцієнтковзання.

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

>d>p2 = 400 мм.

2.4Фактичнепередаточне ставлення

uв.п = .

2.5Визначаємошвидкість паса (м/с):

V1 = < [V] = 25.


2.6 Частотаобертівведеного валу (>об/хв):

n2 = .

2.7Визначаємоміжосьовувідстань (табл. 2.14), мм:

а1 = Доа >d>p2 = 1,05 400=420;

Доа=1,05.

2.8Розрахунковезначеннядовжини паса (мм):

L1=.

>Вибираємостандартнудовжину паса (з. 26):

L>1ст. = 1800 мм.

2.9Перевіряємоумовуобмеженості числапробігів паса (>1/c):

< [] = 5

2.10Уточнюємоміжосьовувідстань (мм):

a>2cm=368 мм


2.10.1Мінімальнезначенняміжосьовоївідстані (мм):

а>min =352-0,01*1600=336

2.10.2Максимальнезначенняміжосьовоївідстані (мм):

a>max =352+0,01*1600=368.

2.11Перевіряємо кутобхватуведучогошківа:

a1 = 180° – 60° 180° –60°°>[a1] = 110°

>Вимогивиконуються.

2.12Знаходимокоефіцієнтдовжини паса:

                                                          (табл. 2.19),

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

2.13Вихіднапотужність паса (табл. 2.15) приd>p1 = 140 мм V1 =45 м/с

® N0 =1,07 кВт

2.14Коефіцієнткутаобхвату (табл. 2.18)

Зa = 0,89.


2.15 Поправка дообертового моменту напередаточне ставлення (табл. 2.20)

DTп = 2,3 нм.

2.16 Поправка допотужності (кВт):

>DNп = 0,0001 DTп n1 = 0,0001 2,3 970 = 0.22.

2.17Знаходимокоефіцієнт режиму роботи (табл. 2.8):

Зр = 0,92

2.18Допустимапотужність однієюклиновий пас (кВт):

[N] = (N0>CaЗL +DNп) Зр = (1,07*0,99*0,95+0,22) 0,92 = 1,13.

2.19Розрахункове числопасів:

>z =.

2.20Коефіцієнтнерівномірностінавантаженняпасів (з. 28 [1])

З>z = 0,85.

2.21Визначаємодійсне числопасів:

>z.


>Приймаємо числопасівz= 8.

2.22Зусилляпопередньогонатягу одногоклинового пасу (зв):

P.S01 =,

2.23Визначаємо силутиску на валипередачі (зв):

>Q = 2 P.S01>zsin.

2.24Визначаєморозміри ободушківа (табл. 2.21):

lр = 14 мм;

h =10,8 мм;

b = 4,2 мм;

l =19±0,4мм;

>f = 18,5+2;-1 мм;

h>1min = 8 мм;

a1 = 34°;

a2 = 38°.

>Зовнішнійдіаметршківа (мм):

>d>e1 =d>p1 +2b = 140+2*4,2=148,4 мм

>d>e2 =d>p2 +2b = 384+2*4,2=392,4 мм.

>Ширина ободашківа (мм):

М = (>z– 1) L + 2¦ = 196.


3.РОЗРАХУНОКЗАКРИТОїЦИЛIНДРИЧНОїЗУБЧАТОїПЕРЕДАЧI

>Вихіднідані: N1 = 6,7 кВт;

n1 = 388об/хв.;

T1 =164,9н*м;

Uіз = 4,62.

3.1Вибираємоматеріал длявиготовленняшестерні та колеса (табл. 8.8):

>Параметри шестірня колеса
1 маркасталi >Ст.40X >Ст.45
2 >твердiстьсередини >245HB 200HB
3 >твердiстьповерхнi

58HRСе

50HRСе

4 >термообробка >Зак.ТВЧ >Нормалiзацiя
5 межатекучестi 800МПа 450МПа
6

межамiцнiстi (Gв)

1000МПа 750МПа

3.1.2Вибираємоприпустименапруженняперетина дляшестерні:

 >МПа

>Значеннявибираємо ізтабл.3.19:

P.SF = 1,75;

P.SF = 1,0;

G0>Flim1 = 600Мпа;

YP.S = 1,0;

YR = 1,0;

>k>FL1 = 1,0;

>k>Fl1 = 1,0.

3.1.3Вибираємоприпустименапруженняперетина для колеса:

 >МПа

G0>Flim2 = 1,8HB = 360Мпа.

3.1.4Вибираємоприпустименапруженняперетина дляшестерні ізперенавантаженнi:

G>FlimM1 = 2450 (>табл.3.19).

3.1.5Вибираємоприпустименапруженняперетина для колеса ізперенавантаженнi:

 >МПа

G>FlimM2 = 4,8HB.

3.1.6Визначаємодопустимеконтактненапруження длязубцівшестерні (>МПа):


[G>н1] =МПа

G>Hlim1 = 1,8HRСе+150 = 1194МПа;

P.SH=1,25;

P.S>HL=1,0;

>zR = 0,95;

>zV = 1,0.

3.1.7Визначаємодопустимеконтактненапруження длязубців колеса (>МПа):

[G>н2]=МПа

G>Hlim2 = 2HB+70 = 470МПа.

3.1.8Визначаємодопустимеконтактненапруження,дiюче взацiпленнi:

[Gзв]=min {[G>н1], [G>н2] } =392МПа.

3.2Проектуючийрозрахунок звичайною зубчастоюпередачi

3.2.1Визначаємоколовушвидкість (м/с):

V>t =0,6.

3.2.2Необхіднаступіньточностіпередачі (табл. 3.33:

n>t = 9.

3.2.3 У основупокладеназалежнiсть:

,

де До= 1,0 –коефіцієнтнерівномірностінавантаження по зубям;

ДоМb = 1,08 –коефіцієнтнерівномірностінавантаження поширинізубчастихвінців (рис. 8.15 [2]);

До>НV = 1,05 –коефіцієнтдинамічногонавантаження (табл. 8.3 [2]);

>zM =МПа1/2

–коефіцієнт, щовраховуємеханічнівластивостіматеріалівзубчастихколіс;

>zH =

-коефіцієнтформиспряженихповерхоньзубців;

>z> =

-коефіцієнтторцевогоперекриття зуба,

де

,

деz1 =29-кiлькiстьзубцівшестернi,

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

>cos = 1,

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

>z> =0.75;

y>d = 1 –коефіцієнтширини зубчастоговінця (табл. 8.4 [2]);

>d>w1=>86.6мм.

3.2.4Визначаємо модульзубців (мм):

,

>Приймаємостандартний модульзубців (табл. 8.1 [2]):

>m = 4 мм.

3.2.5Булиотриманiслiдуючiрозрахунки:

>m=4мм;

>z1 = 29;

>z2 = 134;

>d>w1 =mz1= 4*29=87 мм;

bw =>d>d>w1 = 86.6.

3.3Геометричнийрозрахунокзубчатоїпередачi.

3.3.1Обчислюємоділильний кутпрофiля:

.


3.3.2Обчислюємо кутзацiплення:

;

x1+x2=0;

>>tw=>>t=20°.

3.3.3Визначаемомiжосьовувiдстань:

мм.

3.3.4Обчислюємоділильнийдіаметршестірні та колеса (мм):

>dі= ,

>d1=29*4=87 мм;

>d2= 4*134=402 мм.

3.3.5Обчислюємодіаметри вершинзубцiвшестірні та колеса (мм):

>d>ai = ;

>d>a1=мм;

>da=мм.

3.3.7Обчислюємодіаметриосьових кілвпадiншестірні та колеса (мм):

>d>fi=

>d>f1=>87-27.5=79.5мм;

>d>f2=402-7.5=394.5 мм.

3.3.8Обчислюємо кутпрофiля зуба уточцi у верхах:

;

.

3.3.9Обчислюємоскладовікоефицiентиторцевогоперекриття:

;

.

3.3.10Обчислюємокоефицiентторцевогоперекриття:

.

3.3.11Обчислюємоосьовій крокперекриття:

.

3.3.12.Обчислюємокоефiциентосьовогоперекриття:

.

3.3.13.Сумарнийкоефіциентперекриття:

.

3.3.14Обчислюємоеквівалентні числазубчатоїпередачі:

;

3.3.15Визначаємоколовушвидкість (м/с):

V>t =.

3.4Перевiрочнийрозрахунокзубчатоiпередачi.

3.4.1Виконуємоперевірочнийрозрахунок по контактномунапруженню длязубців колеса:

GМ = [GМ]=392МПа,

деzM =МПа1/2 –коефіцієнт, щовраховуємеханічнівластивостіматеріалівзубчастихколіс;

>zH = -коефіцієнтформиспряженихповерхоньзубців;

>z> = -коефіцієнтторцевогоперекриття зуба,

До= 1,0,

ДоМb = 1,08,

До>НV = 1,1,

GH =МПа.

>Вимоги по контактномунапруженню длязубців колесавиконуються.

3.4.2Виконуємоперевірочнийрозрахунок навтому призгибі:

G>Fi = [G>Fi],

де F>tF -колова сила,

F>tF= зв,

ДоА = 1 –коефіцієнт роботи,

До>F = 1 -коефіцієнтнерівномірностінавантаженнямiжзубцями,

ДоFb = 1,12 –коефіцієнтнерівномірностінавантаження,

До>FV = 1,13 –коефіцієнтдинамічногонавантаження,

Y>FSi –коефіцієнтформизубців (рис. 8.20 [2])

для некоригованихзубчастихколіс x = 0знаходимо:

Y>FS1 = 4,1, Y>FS2 = 3,62,

Y> = 1 –коефіцієнткутанахилу зуба,

Y> = 1 -коефіцієнтперикриття зуба,

G>F1 = [G>F1] =343МПа,

G>F2 = [G>F2] = 206МПа,

>Вимоги поперевірочнийрозрахунок навтому призгинвиконуються.

3.4.3Виконуємоперевірочнийрозрахунок наконтактну тазгіннуміцність при дії максимальногонавантаження (>МПа):

,

G>FMi = [G>FMi],

G>FM1 = [G>FM1] = 1420МПа,

G>FM1 = [G>FM1] = 549МПа,

>Вимоги порозрахунок наконтактну тазгіннуміцністьвиконуються.

>Отрималивсiданнi.


4.перевірочнийрозрахунокведеного валу

>Вихіднідані:

Т = 886.8 нм;

а = в = 64 мм;

з = 97 мм.

4.1.Вибираємоматеріал длявиготовлення валу (табл. 5.1)

Сталь 45,нормалізованаНВ = 200;

>Механічні характеристики:

>sУ = 610МПа;sТ = 360МПа;

>tт = 210МПа;s-1 = 270МПа;

>t-1 = 150; y>s = 0,1; y>t = 0,05.

4.2Визначаємосили, щодіють на вал (зв):

F>t = –колова сила;

F>r = F>t >tga =4411tg20° = 9868–радіальна сила;

FМ = –радіальна силамуфти,

де D1 = 210 мм –діаметррозташуванняпальців (табл. 36).

4.3Розробляєморозрахункову схему валу іздіючими силами

4.4Визначаємореакції в опорах валу увертикальнійплощині:

;

=->1223н;

;

зв.

>Перевірка:

 

;

6533-9868 +1223+2111=0

4.5Будуємоепюрузгинаючихмоментів увертикальнійплощині (нм):

;

.

4.6Визначаємореакції в опорах валу угоризонтальнійплощині (зв):

.


4.7Будуємоепюрузгинаючихмоментів угоризонтальнійплощині (нм):

.

4.8Будуємоепюрусумарнихзгинаючихмоментів (нм):


.

4.9Будуємоепюруобертового моменту (нм):

Мпро = Т = 886.8.

4.10Визначаємонебезпечнийпереріз прирозрахунку настатичнуміцність.

>Небезпечнийпереріззнаходиться там, демаксимальнийзгинаючий момент,тобтовін проходити через точку До.

4.11Визначаємо приведень той час унебезпечномуперерізі (нм):

.

4.12Визначаєморозрахунковийдіаметр валу унебезпечномуперерізі настатичнуміцність:

мм <dкін = 45 мм;

 >МПа.

4.13Перевіряємо вал навтомнуміцність

>Знаходимонебезпечнийпереріз прирозрахунку навтомленність.Він проходити через точку До, бо тут маємонайбільшукількістьконцентраторівнапружень:шпонковий паз та посадкаматочини колеса на вал

,

де n, n>s, n>t  - запасміцностізагальний,нормальний,дотичний.

4.14Визначаємо запасміцності занормальниминапруженнями (>симетричний цикл):

,

де G-1 = 270МПа –границявтомленностіматеріалу присиметричномуциклі;

До>s = 1,73 -коефіцієнтконцентраціїнапружень;

До>d = 1,9 –коефіцієнт, щовраховуєабсолютнірозміриперерізу (рис. 15.5);

ДоF = 1,07 –коефіцієнт, щовраховує станповерхні (рис. 15.6).

>sа =МПа –амплітуданормальнихнапружень

мм3 –осьовий момент опорупереріза (табл. 5.9)

.

4.15Визначаємо запасміцності задотичниминапруженнями

(>асиметричний цикл –откольовий)

,

деt-1 = 150МПа – межавтомленностіматеріалу приасиметричномуциклі;

До>t = 1,55–коефіцієнтконцентраціїнапружень;

>tа =t>m =МПа

–амплітудні тасереднізначеннядотичнихнапружень;

мм3 –полярний момент опоруперерізу (табл. 5.9);

y>t = 0,05 –коефіцієнтчутливостіматеріалу доасиметрії циклу;

.

4.16Визначаємозагальний запасміцності відвтомленності уперерізі:

> [n] = 1,8;

[n] = 1,5 ... 1,8 (>стор. 185 [1]).

4.17Перевіряємостатичнуміцність приперевантаженні (>МПа):

>s>еквIV =

>s>3Г = ;

>t>кр = ;

[>s]>p =0,8sт = 0,8 360 = 288 , (>стор. 302);

>s>еквIV = < [>s] = 288.


5.ПеревірнийрозрахунокпІдшипниківкоченняведеного валу

>Вихіднідані:

>d = 60 мм;

n = 70об/хв.;

5.1Спочаткувибираєморадіальнийпідшипниксередньоїсерії 312, уякого (табл. 15):

З =37800н –динамічнавантажність;

З0 = 26700 зв – статичнавантажність.

5.2Визначаємореакції в опорах валу (зв):

;

.

>Розрахунокведемо для опори У; F>r = FB =5083н.

5.3Визначаєморозрахунковееквівалентненавантаження (зв):

Р =ХVFrKбДо>t =11 5083 1,5 1 = 7624

>деХ = 1, V = 1 –коефіцієнтобертання;

Kб = 1,3 ... 1,5 –коефіцієнт безпеки (табл. 6.3);

K>t = 1 –температурнийкоефіцієнт (табл. 6.4 ).


5.4Розрахунковадовговічність

  млн. про.

5.5Розрахунковадовговічність допоявиознаквтомленності (рік):

 >t = 5000.

5.6Габаритнірозмірипідшипника 312 (табл. 15), мм:

>d = 60;

D = 130 ;

У = 31.

5.7Перевіряємопідшипник настатичнувантажність (зв):

Р0 =knF>r = 2,2∙9868 = 21709.6

Р0 =21709.6н < З0 = 26700.


6.Перевірнийрозрахунокшпонковихз’єднаньведеного валу

6.1Основнимрозрахункомєперевірка заумовиобмеженнянапруженьзмикання:

>s>зм = [>s>зм]

[>s>зм] = 80 ... 150МПа (>стор. 191).

6..Виконуємоперевіркушпонковихз’єднань (табл. 5.19).

>Параметр >Позначення >Розмір Колесо >Муфта
>Діаметр валу D мм 36 52
>Розмір шпонки >Bxhxl мм >10x8x70 >16х10х54
>Робочадовжина

l>p = l – b

мм 60 38
>Крутний момент Т нм 275
>Напруженнязмикання

>s>зм

>МПа 0.06 0.05

7.Змащування редуктора

8.1Змащування редуктораздійснюємозануреннямзубчастого колеса у олію, щознаходиться унижнійчастині корпусу.

8.2Визначаємокількістьмастила (л)

V = (0,35 ... 0,7) N = (0,35 ... 0,7) 6.5= 0.8575..1.715

8.3Глибиназануреннязубчастого колеса (мм):

h = (3 ... 5)m = (3 ... 5) 4= (90...150).

8.4Відстань від зубчастого колеса до днища корпусу (мм):

b0 = (5 … 10)m = (5 … 10) 4= (15…30).

8.5Визначаємов’язкістьмастила (табл. 3.61):

V50 =180 (23)cCт.

8.6Приймаємомастилоіндустріальне 50 (табл. 6.10 ), якуможе бути використано длязмащуванняпідшипників


>Висновки

1.Достоїнствомзубчасто-пасового приводує його простотаконструкції;високийступіньнадійності татривалість роботи.

2.Виконанорозрахунокпасової тазубчастоїпередачі, атакожвиконаноперевірнийрозрахунок валу,підшипників,шпонковихз’єднань та муфт.

3.Визначенняпрофілю паса та їхньогокількість,зроблено ізурахуваннямдопустимоїпотужності однієюклиновий пас.

4.Розрахунокзубчастоїпередачівиконано ізурахуваннямконтактнихнапружень длязубців колеса длязапобіганнявтомногоруйнуванняматеріалу.

5.Перевірка валувиконувалась настатичну тавтомнуміцністьматеріалу, атакож приперевантаженні.

6.Перевірнийрозрахунокпідшипниківкоченнявиконано подинамічній тастатичнійвантажності.

7.Перевіркашпонок та муфтпідтвердилаконструктивнуслушністьвикористанихрішень.


СПИСОКЛІТЕРАТУРИ

1.Киркач М. Ф.,БаласанянР.А. Розрахунок і проектування деталей машин: [>учебн. посібник длятехн. вузів].- 3-тє перераб. ідополн.- Харків: Основа, 2001 – 276 з.

2. Іванов М. Н. Деталі машин. Підручник для вузів. - М.:Висш. шк.”, 2004


Схожі реферати:

Навігація