detali_mashin_i_ocnovi_konctruirovaniya (Метода по курсовику), страница 4

Выбор электродвигателя по каталогу Выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, марки 13286/965 с — 1 параметрами: Р д — — 5,5 кВт; и д — — 965 мин; Тта,/Тном='ХД . Диаметр вала этого электродвигателя И д — — Ы1 — — 38 мм (стр. 7, табл. 2 и стр.9, табл. 3). П~* Пр д р д ду уа~ил~, уяе~~д номинальная мощность электродвигателя Р д, должна быть больше или равна 14 требуемой Р 1допускаемая перегрузка асинхронных электродвигателей до 8Ы /2Д, а действительная 1сияхронная) частота вращения электродвигателя как можно более близкой к ориентировочной требуемой и д . Это позволит не выйти из рекомендуемого диапазона передаточных чисел, входящих в привод.

Следует иметь в виду, что электродвигатели с синхронными частотами вращения — 1 1частотами вращения магнитного поля) 1000 и 1500 мин предпочтительнее, чем с — 1 частотами 750 и 3000 мин 3. Разбивка общего передаточного числа привода по передачам 3.1. Фактическое общее передаточное число привода иоби4. = ' ' — — — — 10,46. и д 965 '"' ппр.в =92,3= 3.2.Передаточное число редуктора Принимаем стандартное значение передаточного числа пред из и — — 5 .1'огда передаточное число цепной передачи будет редуктора 4. Подготовка исходных данных длн расчета элементов привода 4.1. Частоты вращения валов привода — 1 иг=п д =965мин -1 пд = пг = 965 мин 1соединенычерез муфту); и гг 965 пш = = =193 мин пз.п.

п,уу 193 п дтпл = = = 92,3 мин = пп - проверка. и„п 2,09 4.2. Мощность на валах привода (расчет по потребляемой мощности) Рдг 4,83 Рур — — Рп = 4,83 кВт; Рш — — — — ' — — 5,19 кВт; л„„0,93 Рш 5,19 Рдт 5,35 РО = = ' = 5,35 кВт; Р1 = = ' = 5,46 кВт= Р д - проверка. 1)з.п. 0.97 т~М Од98 Лдыд дылд РЬ Р дд ~ д Рд Р д Рд~ы 1требуемой) или установленной мощности. Первый случай предпочтительней, поскольку позволяет получить меньшие габариты привода. Он применяется при известных поби4.

10,46 и„п = '= ' =2,09. ~з.п. Вдюдд~дд Б Р д~Ы~~~ Р~ Рдтт~ Р д Р дУ Р или в перспективе возможна модернизация конвейера с использованием серийных редукторов, то полученные значения передаточных чисел зубчатых передач следует округлить до стандартных и уточнить передаточное число цепной передачи. 15 технологических нагрузках (нагрузках на конвейер), если в приводе имеется предохранительное устройство, исключающее перегрузку, и если в будущем не предполагается модернизация конвейера с увеличением его производительности.

В противном случае расчет ведут по установленной мощности. 4.3. Моменты на валах Т1 — — 9550 — = 9550 ' = 54,03 Н.м; Р1 5,46 иг 965 Тгг — — Т1Г1„= 54,03 0,98 = 52,95 Н.м; Тду = ТОР~, „из „= 52,95 0,97 5,0 = 256,8 Нм; Тру — — Трдг~з и иц „— — 256,8 0,93. 2,09 = 501,1 Н.м. 4.5. Результаты силового и кинематического расчета привода Таблица 1 8.2. Пример №2. Расчет цилиндрической косозубой зубчатой передачи 17] Исходные данные для расчета берут в табл. 1 примера № 1.

Т1 = (ТП) = 52,95 Н.м - момент на валу шестерни; Т2 = (Тш ) = 256,8 Н.м - момент на валу колеса; и1 = (пд ) = 965 мин - частота вращения вала шестерни; -1 и2 = (и ггг) = 193 мин ' - частота вращения вала колеса; и = (и „) = 5 - передаточное число зубчатой передачи. /~~В б д б ~, а у ~а~у ~уу№У. 1.Установление основных данных 1.1.

В соответствии с рекомендациями п. 1.5. по табл. 1 выбираем материал зубчатых колес и вид термообработки: шестерня - сталь 40Х со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48...55 НКСч, колесо - сталь 45, улучшенная до твердости 235...265 НВ с пределом текучести гу Т = 540 МПа 1рис. 8). Расчет будем вести по средней твердости: шестерни - 50 НКСЭ, колеса - 250 НВ. 1.2. Степень точности по контакту по п.

1.6. Ожидаемая окружная скорость йЩ 965~52у95 2000 2000 Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора. 2. Коэффициенты режима работы 3 Р3 =Е ' ' =0,25+0,25 0,7 +0,25 0,5 +0,25.0,3 =0,374; Из Ф т 6 Цб — — Š— ' ' =0,25+0,25 0,7 +0,25 0,5 +0,25 0,3 =0,283; ~Е 2 х ,119 — — Š— ' ' =0,25+0,25 0,7 +0,25 0,5 +0,25 0,3 =0,26. ~,Т 3. Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости 3.1.Суммарные числа циклов по формуле (Зб) ЛгБ1=60и и11.й — — 60 1 965 14000=8,11 10; Лг~2 — —.%~1/и =8,11 10 /5=1,62 10 . 3.2.

эквивалентные числа циклов по формуле 16) ХО~1 — — Л~~1,и3 — — 8,11 10 0,374 = 3,03 10; 8 Лги~2 —— Лгод1 / и = 3,03 10 /5 = 6,06 10 . 3.3. Базовые числа циклов по формуле (9) УИС1 -340 НЛС3,15+8 106 =340.50315+8 106 =844 107 ЮУд2 — — 30 НВ ' = 30 250 * = 1,71 10 3.4. Коэффициенты долговечности (п.

4.1.2.) ПосколькуХХЕ1>ИХ~1, а Ющ;~>ЮБ~2, то 844 10 = 0,938>0,75, а 3,03 10 ~%1 = 2 =2 Л1ж1 7 = 0,939>0 75 6,06 10 УУ2 — — 2 =2 ~ЕЖ2 3.5. Пределы контактной выносливости (и. 4.1.1.) ооцщ1 = 17. ХАСЭ + 200= 17 50+ 200= 1050 МПа; о гт ~; 2 — — 2. ХВ2 + 70 = 2 250 + 70 = 570 МПа. 16 1.3. Принимаем коэффициент птирины Щ~1 = 0,9 в соответствии с п.

1.4., т.к. твердость колеса - НВз<350. 1.4. Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки Х 1 — — 1, поскольку блок натруженна задан с учетом внешней динамической нагрузки (п. 2.1.). 1.5. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, при ~/,1 = 0,9, НВт <350 НВ и схеме передач № б, согласно рис. 4, равен Кур = Кур = 1,05. П ам ы, о м лы, азм ность Значения па ам ов 1,5 Мо льз а т,мм 2,0 2,5 Число зубьев шестерни с округлением до целого числа 2а,„соя,6 г1 = аа6(06+ 1) 20 16 Число зубьев колеса с округлением до целого числа а2 а1и 135 100 80 Фактическое передаточное число и = С2 / ~1 Угол наклона зуба 1 с точностью до секунд или 4-го щи +32) ю~а1а =асссаа —— 2а 13,5905 16,2602 16,2602 Ж ааа Осевой шаг Р„=, мм ЯИ Рис 20,05 22,44 28,05 1,55 1,38 Коэффициент осевого перекрытия Е 8 = Ь 2 /Рл Примечание.

Если число зубьев ~<17 (как в нашем случае при й0 =2,5), то следует выполнить проверку на возможность подрезания зуба по формуле1"8) с ь6=2сосв '6ос20 /са ао1) 2сос162602')0оа 1626021/са 20 о1)1020 5.3. Коэффициент торцового перекрытия по формуле 119) 1,88 — 3,2 — +— са [ 1,88 — 3,2 — +— соя Р,„= соя13,5905 = 1,69 5.4. Суммарный коэффициент перекрытия по формуле 120) Так как ~т,п <16, подрезания зуба не будет.

Передаточные числа во всех вариантах одинаковы и равны заданному„а Е,н>1, т.е. варианты примерно равнозначны. Выбираем т = 1,5мм, так как в этом случае )з„, меньше, чем при ж = 2и зи = 2,5, следовательно осевая сила в зацеплении также будет меныпе, а коэффициент осевого перекрытия Ер наибольший. Это значит, что передача будет работать плавнее. 5.2. Диаметры зубчатых колес 5.2.1. Начальные диаметры 1,5 27 Ц67 ., г2 1,5 135 созыв соз13,59061' сов Ке соз13 590ф И„,1 + И„,2 = 41,67 + 208,33 = 250 = 2а11 - проверка.

5.2.2. Диаметры выступов Фд1 =420,1 +2006 =41 67+2 15 = 44 67мм; Фд2 =Ынс2+2006=20833+2 125=21)~33мм. 5.2.3. Диаметры впадин и)1 = ~,-2,5 =41,67-2,5 1,5=3792; а), =г„,-2ДЬ=20Р3-2,5.1,5=20458 19 бу — — Еа + Ер = 1,69 + 1,55 = 3,24 6. Скорость и силы в зацеплении (и. 6З.) 6.1. Окружная скорость Ж 1п1 К 41,67.965 — 2,11 и/с. 60000 60000 6.2.

Окружная сила 000~2 2000 256,8 — 2465 сК 2 208,33 6.3. Радиальная сила 1 20 Г,. = Рг ~ — — 2465 ~ = 923 сок фв соя13,5905 6.4. Осевая сила Гх = Р~~Вв, = 2465ф13 5905 = 596 П. В = Суар ~,6;г, —— - 26,7. 0,4 30,6 = 327 7. Определение коэффициентов нагрузки 7.1.

Коэффициент внешней динамической нагрузки. Принято КА = 1 (см. п. 1.4.). 7.2. Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении Кор — — 1,02 при $'" = 2 м/с, твердости одного из колес меньше350НВ и 8-й степени точности (табл. 2); Кь.ь — — ЗКкгг. — 2 = 3 ° 1,02 — 2 = 1,06 (табл. 3). 7.3.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине Ь2 31 контактных линий при от,~ — — — — = 0,74, равен Кд~ = Крн = 1,03 (рис. 4). 41,67 7.4. Уточнение коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев (п. 2.4.) 7.4.1.Суммарная погрешность основных шагов пары (табл. 5) ~~Ы вЂ” — ~ 61 +~ 62 — — 19 +24 =30,6. 7.4.2. Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев по контактным напряжениям по изгибу ат — — 0,2 т.к.

НВ2<350НВ а~ =0,4 7.4.3. Коэффициент приработки у„= 0,5(у„1 + у„2) = 0,5(2,9+ 6,74) = 4,82, у. =0 где уо1 — — 160~р61 /о'ггцщ1 — — 160 19/1050 = 2,9 для колес с объемной закалкой ТВЧ; уо2 =160~ ~ 2 /ОН1 = 160 24 /570 = 6,74 для улучшенных колес. 7.4.4. Фактор В В = С (аа~ ьх уа) = 26~7(0~2'30~6 4~82) = 34~71 20 где С~, = 0,5(26,2+ 27,1) = 26,7 - суммарная торцовая жесткость пары зубьев по табл. Х1 27 135 4 при ьр'1— =29и ~$2— = 147, созз ф„, созз 13,59050 со/ ф,„союз 13,5905' поскольку ф„, = 13,5905 - среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба; гр 1 и о ~1;2- приведенные числа зубьев шестерни и колеса.

7.4.5. Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев, по формуле (2) 2йу — 1) ВЬ К гг,г = 0,9 + 0,4 б'у ~сКАКнр Кш 34,71 31 2465 1 1,03 1,02 = 0,9 + 0,4 . 218У 1) ВЬ 2 Кр, =09+04. бу ~гК Ккр КИ = 0,9 + 0,4 . 327.31 2,15 . 2465 1 1,03.1,06 7.5. Коэффициент нагрузки по формулам (1) и (1,а) Кд = КАКцуКдрКдгг — — 1 1,02 1э03 1р04 = 1,09 Кр — — К ~КруКррКр~„— — 1.1,06 1,03 2,15 = 2,35 8.