Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 3)

D 74 мм – диаметр колеса в точке контакта (размер снят с чертежа);

m = 0.117 – коэффициент, принятый в зависимости от отношения r₂ /D=80/74 = 1.08

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле:

[σ_Н] = [σ_НО] = 700 = 366 Н/мм²

где [σ_НО]=700 Н/мм²– допускамое контактное напряжение при наработке N=10⁴ циклов

для заготовки в виде поковки или штамповки из стали 50 с твердостью 240 НВ;

N= t_Σ 60 n_кол β = 1249_* 60_* 53.8_* 0.85 = 342.7_*10⁴ – наработка колеса,

циклы;

здесь t_Σ = 1249 ч – машинное время работы (см п 1.1);

n_кол = V/πD = 12.5/ 3.14_*74_*10^-3 = 53.7 об/мин – частота вращения колеса;

β = 0.85 – коэффициент, учитывающий уменьшение среней частоты вращеня в

периоды неустановившегося движения;

3.4 Сопротивление передвижению механизмов с приводными колесами

Сопротивление передвижению при установившейся скорости (статическое сопротивление) ходовых колес с ребордами без направляющих роликов:

F_СТ = 2k_P( F_Q + G_Σ )_*(μ + fd/2)/D = 2_*2.5( 10000 + 3800 )_*( 0.125 + 0.01_*20/2)/80 = 194 Н

где μ = 0.125 – коэффициент трения качения для колеса из стали диаметром D = 80 мм

f = 0.01 – приведенный коэффициент трения в шариковых подшипниках качения;

k_P = 2.5 – коэффициент, учитывающий трение реборд о рельс для тележки;

F_Q = 10 кН – вес груза (см. дано);

G_Σ = 3.8 кН – вес тележки (см п 3.3)

d = 20 мм – диаметр подшипников колес

3.5 Двигатель механизма передвижения

Мощность при установившемся движении:

P_СТ =F_CТ V/60_*1000_ред=194_*12.5/60_*1000_*0.88 = 0.046 кВт

где F_CТ = 194 Н – сила сопротивления передвижению (см. выше);

V = 12.5 м/мин – скорость передвижения (см. дано);

 _ред = _з.п._подш= _з.пⁿ = 0.96³ = 0.88 – КПД редуктора механизма передвижения;

здесь _з.п = 0.96..0.98 – КПД зубчатой цилиндрической закрытой пары с опорами;

Принимаем _з.п=0.96;

n = 3 – число зубчатых пар с учетом паразитной шестерни:

Тип двигателя

При номинальной мощности P_СТ = 0.046 кВт двигателя менее 1.4 кВт применяют специальные двигатели со встроенным электромагнитным тормозом типа 4А (трехфазные асинхронные повышенного скольжения).

Двигатель типа 4А12Е2У1.2 исполнения IM3001

Р_СТ = 0.046 кВт Т_MAX/Т_NOM = 1.6 Т_торм = 0.03 Нм М_дв= 8.7 кг

Р_Н = 0.06 кВт n_Н = 450 мин^-1 I_ПР.П = 0.000011 кг_*м²

Время пуска (разгона):

t _П =V/60a = 12.5/60_* 0.05 = 4.17 с

где V = 12.5 м/мин – скорость передвижения (см. дано);

а < 0.3 м/с² – ускорение, рекомендованное для кранов с гибким подвесомгруза;

Принимаем а = 0.05 м/с². При этом время пуска должно быть в пределах t _П =4..5 с.

Т_Н = 9550Р_Н/n_Н = 9550_*0.06/ 450 = 1.27 Нм – номинальный момент двигателя;

t _П.О = 1/ 0.75_*(m-α) = 1/ 0.75_*(1.6- 0.77) = 1.6 – относительное время пуска,

где m = Т_MAX/Т_NOM = 1.6 – кратность максимального момента двигателяЖ

α = Р_СТ/Р_Н = 0.046/ 0.06 = 0.77 – коэффициент загрузки двигателя по мощности;

Требуемый номинальный момент двигателя, по условиям разгона:

Т_{Н. Д.}=I_ПР.П n_Н t _П.О/30t _П = 3.14_*0.000011_*450_*1.6/30_*4.17=0.02 Нм

Требуемая мощность двигателя по условиям разгона:

Р_{ДВ. Д} =T_Н.Д.n_Н/9550 = 0.02_*450/9550 = 0.0009 кВт

Р_Н = 0.06 кВт > Р_СТ = 0.046 кВт и Р_{ДВ. Д} = 0.0009 кВт

Т_Н = 1.27 Нм > Т_{Н. Д.}= 0.02 Нм – следовательно двигатель по условиям разгона проходит.

3.6 Передаточное отношение привода

Передаточное отношение привода механизма передвижения:

i’ = n_Н/n_кол = 450/53.7 = 8.38

Уточнение передаточного числа

Д
ля двухступенчатого редуктора по развернутой схеме:

Принимаем меньшее стандартное значение передаточного отношение тихоходной ступени:

U_T =1.8

Передаточное отношение быстроходной ступени: U_Б =U_ред /U_T =8.38/1.8 = 4.6

Принимаем стандартное значение передаточного отношение быстроходной ступени: U_Б =4.5

Уточненное значение передаточного отношения: U_ред = i= U_БU_T = 4.5_*1.8 = 8.1

Фактическая скорость передвижения:

V_Ф= n_Н πD/i = 450_*3.14_* 80_*10^-3 /8.1 = 13.8 м/мин

100% = 100% = 10% = [10%]

3.7 Редуктор

3.7.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние быстроходной ступени

Предварительное значение межосевого расстояния:

где Т₁ = 9550 Р_ДВ/n_ДВ = 9550_*0.06/ 450 = 1.27 Нм – вращающий момент на шестерне;

U =U_Б = 4.5 – передаточное отношение быстроходной ступени (см п );

Коэффициент К определяем в зависимости от поверхностной твердости Н₁ и Н₂ зубьев

шестерни и колеса:

Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ < 350 HB для которых К = 10

Окружную скорость вычисляем по формуле:

V = 2π а_W ’n₁/6_*10⁴(U + 1) = 2_*3.14_*36.1_* 450/6_*10⁴(4.5 + 1) = 0.3 м/с

Назначаем нормальную 7-ю степень точности передачи по ГОСТ 1643-81

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

а_W =К_А(U+1) =450(4.5+1) =38.2 мм

где К_А = 450 МПа^1/3 – для прямозубых колес;

Ψ_ba= 0.25..0.4 – коэффициент ширины. Принимаем из ряда стандартных чисел

Ψ_ba= 0.315 для случая несимметричного расположения колес относительно опор;

К_Н =К_НV К_НβК_Нα =1.04_*1.042_*1.042=1.13 - коэффициент нагрузки;

здесь К_НV =1.04 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

Принят для 7-й степени точности передачи, окружной скорости V = 0.3 м/с и

твердости рабочих поверхностей Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ;

К_Нβ =1+(К_Нβ⁰ -1)К_НW = 1+(1.12 – 1)0.35 = 1.042– коэффициент, учитывающий

неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

К_Нβ⁰ =1.12 – коэффициент, определяемый в зависимости от твердости рабочих

поверхностей Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ, коэффициента

Ψ_bd=0.5Ψ_ba(U+1) = 0.5_*0.315(4.5+1)=0.86625

К_НW =0.35 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев. Принят в

зависимости от окружной скорости V = 0.87 м/с и твердости рабочих поверхностей

Н₁ = Н₂ = 269..302 НВ;

К_Нα = 1+(К_Нα⁰ -1)К_НW = 1+(1.12 – 1)0.35 = 1.042 – коэффициент;

К_Нα⁰ =1+0.06(n_СТ –5) =1+ 0.06(7 –5) = 1.12 – коэффициент распределения нагрузки

между зубьями, определяемый в зависимости от степени точности передачи (n_СТ =

7) для прямозубой передачи;

Допускаемое контактное напряжение [σ]_Н =σ_НLim Z_NZ_RZ_V/S_Н =641_*1_* 0.9_*1/1.1=524.4 МПа

где σ_НLim= 2НВ_СР+70 = 2_*285.5+70 = 641 МПа - предел контактной выносливости,

определяемый в зависимости от марки стали – 40Х, способа термической обработки

• улучшение и средней твердости НВ_СР=(269+302)/2=285.5 НВ на поверхности

зубьев;

S_Н =1.1 – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшенных);

Z_N =1 - коэффициент долговечности для длительно работающих передач;

Z_R = 0.9..1.0 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Так как большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям, то принимаем Z_R = 0.9;

Z_V =1..1.15 – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости V = 0.3 м/с. Так как меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающих при малых окружных скоростях V < 5 м/с принимаем Z_V =1.

Вычесленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего а_W=50 мм по ряду стандартных значений Ra40.

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d₂ =2a_WU/(U+1) = 2_*50_*4.5/(4.5+1) = 81.8 мм

Ширина: b₂ =Ψ_ba a_W = 0.315_*50 = 15.75 мм

Модуль передачи

Максимально допустимый модуль определяем из условия неподрезания зубьев у основания:

m_max 2a_W/[17(U+1)] = 2_*50/[17(4.5+1)] = 1.07 мм

Из диапозона модулей выбераем единственный возможный m = 1.0 мм

Суммарное число зубьев

Суммарное число збьев: Z_S=2a_Wcosβ_min/m = 2_*50cos 0⁰/1.0 = 100

где β_min=0⁰ – угол наклона зубьев передачи;

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни: Z₁= Z_S/(U+1) =100/(4.5+1)=18.18 Z_1min

Значение Z₁>Z_1min =17 округляем в ближайшую сторону до целого значения Z₁=18.

Число зубьев колеса: Z₂=Z_S –Z₁ =100–18 = 82

Фактическое передаточное число

U_Ф=Z₂/Z₁= 82/18 = 4.555

100% = 100% = 1.23% < [4%] – фактическое значение передаточного числа не должно отличатся от номинального на 4% для двухступенчатого редуктора

Диаметоры колес быстроходной ступени

Делительный диаметр шестерни: d₁=Z₁m/cosβ = 18_*1.0/cos0⁰ =18 мм

Делительный диаметр колеса: d₂=2а_W -d₁= 2_* 50 – 18 = 82 мм

Характеристики

Список файлов курсовой работы