Пошук навчальних матеріалів по назві і опису в нашій базі:

Вихідні дані. Потужність на барабані р =




228.93 Kb.
НазваВихідні дані. Потужність на барабані р =
Сторінка1/3
Дата конвертації10.11.2012
Розмір228.93 Kb.
ТипДокументы
Зміст
2. Розрахунок зубчатого зачеплення редуктора.
  1   2   3
Додаток 2. Приклад виконання пояснювальної записки при заданих Р, п та D.

Спроектувати привід стрічкового транспортера.

Вихідні дані. 1. Потужність на барабані Р = 13,2 кВт. 2. Частота обертання барабана п = 248 об/хв. 3. Діаметр ведучого барабана конвеєра D = 0,37 м. 4. Редуктор розрахований для роботи в дві зміни на п'ять років. 5. Недостаючі дані прийняти самостійно.

Схема приводу конвеєра.





  1. Електродвигун.

  2. Муфта.

  3. Редуктор.

  4. Ланцюгова передача.

  5. Конвеєр.


Розрахункова частина.
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу.
У пункті 1 розрахункової частини рекомендується результати розрахунків заокруглювати до цілих одиниць.

1.1. Визначаємо кутову швидкість барабана конвеєра
.
1.2. Визначаємо швидкість і силу тяги стрічки конвеєра
м/с,
Н.
1.3. Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент на валу барабана.
;
;
;

;
1.4. Визначаємо загальний ККД приводу

де (табл. 1.1 [2]) - ККД пари підшипників;

(табл. 1.1 [2]) - ККД зубчастої пари;

(табл. 1.1 [2]) - ККД ланцюгової передачі.

1.5. Визначаємо потрібну потужність двигуна
.
1.6. По потрібній потужності підбираємо асинхронний трифазний короткозамкнутий закритий обдувний двигун (табл. 1.2 [2]) з нормальним пусковим моментом за ГОСТ 19523-81 тип 4А160S4У3 з потужністю Рдв= 15 кВт і асинхронною частотою обертання nдв=1470 об/хв.

1.7. Визначаємо загальне передаточне відношення приводу

Передаточне відношення редуктора приймаємо стандартним згідно з рекомендацією за формулою 1.5 [2], за табл. 1.3 [2], ір=2,8. Тоді передаточне відношення ланцюгової передачі

1.8. Визначаємо потужності, частоти обертання, кутові швидкості і крутні моменти валів

1.8.1. Ведучий вал редуктора
;
;
;
Нм.
1.8.2. Ведений вал редуктора, він же ведучий для ланцюгової передачі







2. Розрахунок зубчатого зачеплення редуктора.
2.1.Вибираємо марку матеріалу та хіміко-термічну обробку зубів.

Використовуючи табл. 2.1 [2], призначаємо наступні матеріали:

Шестерня – сталь 45, термообробка – покращення. Діаметр заготовки до 90 мм , твердість НВ1 230.

Зубчате колесо – сталь 45, термообробка – покращення. Діаметр заготовки колеса більше 120 мм , твердість НВ2 200.

Допустимі контактні напруження обчислюються за формулою

де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів зміни напружень. Для вуглецевої сталі

KНL=1 – коефіцієнт довговічності роботи при числі циклів навантаження більше базового;

– коефіцієнт безпеки при контактній деформації, заготовка поковка

Для шестерні
Н/мм2

Для колеса
H/мм2
Розрахункові допустимі напруження.
Н/мм2
Необхідна умова виконана, так як

409427
409 Н/мм2 Н/мм2
2.2.Розміри зубчатого зачеплення .

2.2.1.Міжосьова відстань

а =
де Ка= 43 – який враховує конструкцію зубчатих коліс та їх матеріал, косозуба передача, матеріал – сталь;

KНβ= 1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень по довжині контактної лінії за табл. 2.2 [2].

Симетрію розташування зубчатих коліс порушує наявність зірочки ланцюгової передачі на вихідному кінці вала.
- для косозубих передач.
Згідно з ГОСТ 2185-66 (табл. 2.3 [2]) приймаємо .

Передаточне відношення для зубчатої передачі
ip = 2,8.

Тоді
a =
Отримане значення міжосьової відстані приймаємо відповідно до ГОСТ 2185-66 (табл. 2.4 [2])
a = 125мм.
2.2.2.Модуль зачеплення визначаємо згідно з рекомендацією
мм
Відповідно до ГОСТ 9563-60 (табл. 2.5 [2]) приймаємо нормальний модуль зачеплення mn = 2,5мм.

2.2.3. Кількість зубів та кут нахилу зубів.

Попередньо приймаємо кут нахилу зуба β = 10° і визначаємо число зубів шестерні та колеса.


Приймаємо Z1 = 26 ; Z2 = 73

Визначаємо дійсне передаточне число.

Уточнюємо значення кута нахилу зубів шестерні і колеса.
,
= 8,11˚
2.2.4.Діаметри ділильних кіл.
;
.
Перевірка.
.

2.2.5.Діаметри вершин зубів.
;
.
2.2.6.Ширина зубчатих коліс (узгоджуємо з рядом Ra 40, табл. 4.1 [2]).
,
,
b1 = 70мм.
2.2.7.Коефіціент ширини шестерні по діаметру.
.

2.2.8.Колова швидкість.

2.2.9. Призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з ГОСТ 1643-81 за табл. 2.6 [2] призначаємо 8-му ступінь точності.

2.3.Перевірочний розрахунок на контактну деформацію. Контактні напруження

де Кн – коефіцієнт навантаження.

Кнα = 1,09 – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса . Табл. 2.7 [2].

Кнβ = 1,10 – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії. Вибираємо для несиметричного розташування зубчатих коліс, тому що симетрію порушує зірочка ланцюгової передачі на веденому валі. Табл. 2.8 [2].

Кнv = 1,0 – динамічний коефіцієнт. Табл. 2.9 [2].
.
.
Відхилення.


Висновок: Так як σн = 398 Н/мм2 < [σн] = 409 Н/мм2 , то умова міцності на контактну витривалість виконана.
2.4.Сили, які діють в зачеплені (заокруглюємо до десятків):

колова сила
;
радіальна сила
;
осьова сила
.
2.5.Перевірочний розрахунок зубчатих коліс на згинальну витривалість.

2.5.1.Розрахункові коефіцієнти.

KF - коефіцієнт навантаження.

де KF – коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами. Для одноступінчатих циліндричних редукторів КFα = 1;

К = 1,22 – коефіцієнт розподілення навантажень по довжині контактної лінії, за табл. 2.10 [2].

КFV = 1,1 – динамічний коефіцієнт за табл. 2.11 [2].

К = 0,92 – коефіцієнт осьового перекриття, для коефіцієнту перекриття ε = 1,5 та 8-ї ступені точності передачі за табл. 2.12 [2] К = 0,92.

2.5.2.Коефіцієнт форми зуба YF.

Еквівалентна кількість зубів.

Шестерні

Колеса

Згідно з рекомендаціями табл. 2.13 [2]

,
.
2.6.Допустимі напруження на згин.
,
де - границя витривалості , що відповідає базовому числу циклів. Згідно табл. 2.14 [2]

для шестерні

для колеса

[SF] – коефіцієнт безпеки.

[SF]/ = 1,75 – коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу, за табл. 2.14 [2].

[SF]// = 1 – коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчатого колеса, для поковок за табл. 2.15 [2].

Допустимі напруження

для шестерні

для колеса

2.7.Порівняльна характеристика міцності зуба.
Знаходимо відношення

для шестерні

для колеса

Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
2.8.Коефіцієнт нахилу зуба на згин.
.


2.9.Перевіряємо міцність зуба за умовою міцності на згин.


  1   2   3

Схожі:

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconВихідні дані та завдання до теми №4: "Статистичні методи аналізу заробітної плати в промисловості"
Відомі такі дані (табл. 1) про стаж роботи і заробітну плату робітників двох цехів заводу високовольтної апаратури
Вихідні дані. Потужність на барабані р = icon2. Теплові розрахунки. Вихідні дані

Вихідні дані. Потужність на барабані р = icon"Розрахунок регенератора мартенівської печі"
Вихідні дані
Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconВихідні дані для оцінки обстановки на онг

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconРозрахунок парового котла 1 Вихідні дані для розрахунку

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconРозрахунок парового котла 1 Вихідні дані для розрахунку

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconТакож до задачі є наступні вихідні дані: (можуть бути використані не всі дані)
Рівень постійних витрат на підприємстві дорівнює 20 %. Визначте суму прибутку, що буде відповідати новому рівню виручки традиційним...
Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconРозрахунок парового котла тп-170 Вихідні дані для розрахунку

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconВихідні дані до розрахунково-графічної роботи «Визначення впливу вражаючих факторів нс»

Вихідні дані. Потужність на барабані р = iconВихідні дані та завдання до теми №2: «Система показників статистики продукції сільського господарства»

Додайте кнопку на своєму сайті:
ua.convdocs.org


База даних захищена авторським правом ©ua.convdocs.org 2014
звернутися до адміністрації
ua.convdocs.org
Реферати
Автореферати
Методички
Документи
Випадковий документ

опубликовать
Головна сторінка