122869 (689274), страница 3

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

Текст из файла (страница 3)

Угол наклона стенки гофра к горизонтали находится по формуле:

, [1. C. 265] (3)

где:

– угол наклона стенок гофр меха к горизонтали,

t – шаг волны гофрировки,

r – радиус закругления гофра.

= =0.3929 .

Жесткость меха K рассчитывается по формуле:

K = , [1. C. 270] (4)

где:

Е – модуль упругости (Е=8*10 Па для резины) [],

h – толщина стенки меха,

n – число рабочих гофров,

– безразмерная жесткость, определяется по номограммам (по штриховым линиям, характеризующим относительную жесткость) и зависит от величин:

, , ; [1. C. 265] (5)

Пусть r = 3 мм, t = 15 мм, h = 1 мм, n = 7. Тогда:

, k = [1,5…1,7]; m = =0,1; = =0,03

По номограммам определяем для случая нагружения осевой силой при растяжении и сжатии (условие свободного хода 0, p = 0). Она равна 6,05.

Тогда K =6,05 =8,6843 Н/м

К числу основыных рабочих свойств сильфона относятся циклическая прочность, под которой подразумевается число циклов, выдерживаемое сильфоном до разрушения, при переменных нагрузках.

Исследование циклической прочности проводят в основном эксперементальным путем. В ГОСТ 21482-76 и ГОСТ 21754-76 приведены номограммы для определения числа циклов до разрушения бесшовных и сварных сильфонов.

Традиционная оценка циклической прочности, принятая при расчете деталей машин, основанная на сопоставлении напряжений цикла в опасной точке детали с пределом выносливости материала, который определяют при испытании стандартных образцов. Однако изучение усталостных характеристик материалов, применяемых для изготовления сильфонов, на образцах практически невозможно из-за трудностей точного воспроизведения в образце механического состояния материала сильфона. Это связано с тем, что технология изготовления бесшовных сильфонов предопределяет существенный разброс велечины пластической деформации, а следовательно и механических свойств в разных точках сильфона. По этому следует считать целесообразным изучение циклопрочности не на образцах материала, а на самих сильфонах, которые испытывают при каком-нибудь определенном цикле нагружения.

В [1] приведены усредненные номограммы для определения циклической прочности сильфонов, выполненных из металлов. Известно, что полимерные изделия более пластичны и могут выдержать бóльшие относительные удлиннения, чем металлы. Так, выбранный тип резины выдерживает удлиннение в 400% без разрушения, и 600% с последующим разрушением, при этом остаточная деформация составляет не более 25%.

Для определения примерной циклической прочности необходимо знать отношение максимально допустимого удлиннения сильфона к рабочему. Наибольшее число циклов, которое можно определить по номограмме – 1'000'000 и более, при этом отношение удлиннений соответствует около 10. Далее будет вычеслен рабочий ход сильфона – 90 мм. Т.е. для обеспечения максимального ресурса, сильфон должен быть способен растягиваться до 900 мм., при этом не разрушаясь. Легко посчитать длину цилиндра – заготовки, из которой будет сделан сильфон, его длина составит 477 мм. Удлиннение до 900мм составит всего 188%. Этим можно показать, что сильфон получился очень надежным, и его ресурс будет определяться практически только естественным старением полимера.

Рис 3.

2. Кинематический расчет передачи зубчатым ремнем

Рис 4.

Кинематический расчет привода осуществляется в следующем виде:

Линейная скорость передвижения меха записывается в виде:

(6)

где:

– радиус зубчатого колеса 5;

– угловая скорость этого зубчатого колеса.

С другой стороны линейная скорость меха можно записать в виде:

(7)

где:

– закон движения крышки меха, который имеет следующий вид:

(8)

где

– ход крышки меха, мм,

– частота вентиляции равная 50 мин = =0,83 Гц.

Находим производную по времени от и подставляем в формулу (7), получим:

(9)

Из формулы (6) выражаем :

(10)

Теперь подставим формулу (9) в формулу (10), получим:

(11)

Здесь можно пренебречь потому что это выражение изменяет только направление движения меха. Угловая скорость будет зависеть от частоты вентиляции .

Подставляем числовые значения в формулу (11), получим:

= =26,062 рад/с

Найдем угловую скорость двигателя по формуле:

(12)

где:

n – частота вращения ротора двигателя (об/мин).

Подставив числовые данные, получим:

рад/с.

Найдем общее передаточное отношение.

Общее передаточное отношение запишется в виде:

(13)

где:

-соответственно передаточные отношения первой и второй ступени зубчатых передач.

; (14)

Подставляя (14) в (13) получаем, что общее передаточное отношение примет вид:

(15)

Диаметр делительной окружности:

(16)

где:

z – число зубьев З.К.,

m – модуль (характеристика масштаба колеса)

Значение модуля примем по таблице 5 [5. С. 248] с учетом мощности и числа оборотов. m = 2.

Диаметр вершин зубьев:

(17)

Диаметр впадин зубьев:

(18)

Определение мощности двигателя основывается на балансе мощностей в статическом режиме работы:

N = , [2. т. 1, с. 30] (19)

где:

N – минимально необходимая мощность двигателя, Вт;

M – статический момент сил сопротивления на выходном валу редуктора, Н*с;

– номинальная угловая скорость выходного вала редуктора, рад/с;

– к.п.д. редуктора;

– коэффициент запаса, =1,05…1,1.

Подставим числовые данные:

1. Рассчитаем передаточное отношение:

.

1. Пусть число зубьев первого зубчатого колеса , тогда т.к. используются 2 одинаковые клиноременные понижающие передачи, то передаточное отношение каждой из них будет i = 2, а следовательно количество зубьев на большем зубчатом колесе будет z = .

2. Рассчитаем делительные диаметры зубчатых колес:

мм.

мм.

мм.

1. Рассчитаем диаметры вершин зубьев:

мм.

мм.

мм.

1. Рассчитаем диаметры впадин зубьев:

мм.

мм.

мм.

1. Момент двигателя выходного вала:

Нм.

Номинальная мощность электродвигателя:

N = = =48,5 Вт.

Определим расчетную мощность электродвигателя по формуле:

1. Расчет ременной зубчатой передачи

Рис 5.

Межосевое расстояние находится по формуле:

(20)

где находится по формуле при выполнении условия (в нашем случае это условие выполняется):

(21)

где:

- число зубьев первого (меньшего) и второго (большого) зубчатого колеса соответственно.

- число зубьев зубчатого ремня, которое выражается из формулы:

, (22)

для 5, 6, 7 и 8-го зубчатых колес находится по формуле:

(23)

После определения межосевого расстояния определяются угол обхвата ремня и число зацепляющихся со шкивами зубьев n.

Угол обхвата для большего шкива:

(24)

Угол обхвата для меньшего шкива:

(25)

Число зубьев в зацеплении соответственно с большим и меньшим шкивами определяется по формуле:

(26)

Число n округляется до ближайшего меньшего целого.

Подставляем числовые данные:

.

z

.

для 5, 6, 7 и 8-го зубчатых колес находится по формуле:

.

.

Угол обхвата для большего шкива:

.

.

Угол обхвата для меньшего шкива:

> 120 .

Число зубьев в зацеплении с большим зубчатым колесом:

.

Число зубьев в зацеплении с меньшим зубчатым колесом:

.

Расчет зубчатого ремня

Найдем скорость ремня [5. C. 251].

По табл. 2 [5. C. 246] при = 28 мм и = 1.466 м/с находим мощность, передаваемую одним ремнем – W и вычислим потребное число ремней по формуле: [5. C. 245] (27)

где:

K = 1 при спокойной нагрузке;

К = – корректирующий коэффициент,

– коэффициент угла обхвата, при , = 0,97.

= 1,167;

= 1.

.

Значит достаточно одного ремня.

Рассчитаем общую мощность передачи W и полезную нагрузку Р:

[5. C. 245], (28)

[5. C. 245], (29)

W = 0.15 кВ;

P = кН.

6. Расчет подшипников

В данном аппарате ИВЛ применяются радиальные однорядные шарикоподшипники.

Расчет шарикоподшипника из условия долговечности.

Выбор подшипников качения производят по приведенной нагрузке Р и расчетному ресурсу L в млн. оборотов по формуле:

С =Р [5. С. 152], (30)

где р=3 для шарикоподшипников.

Долговечность вычисляется по формуле:

L= [5. C. 149], (31)

где L – долговечность, ч.;

– частота вращения подшипника ;

– динамическая грузоподъемность.

Приведенную динамическую нагрузку определяют по следующей зависимости для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников

[3. C. 268] (32)

где:

R – радиальная нагрузка (Н);

А – осевая нагрузка (Н);

-коэффициент безопасности , т.к. нагрузка спокойная.

– Температурный коэффициент (при рабочей температуре до 100С );

– коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца );

X и Y – коэффициенты нагрузки, определяются по таблице.

Зададимся диаметром вала: d = 8 мм.

Характеристики

Список файлов курсовой работы