Расчет кинематической схемы

Расчет механизма резания

Определение передаточного числа кинематической цепи:

U =пдв/пр.о, (33)

где nдв - частота вращения вала двигателя, об/мин

nр.о -частота вращения рабочего органа

U =3000/3638 =0,8

Выбираем двигатель типа 80А2 (асинхронный трехфазный серии АИР)

По мощности и частоте вращения двигателя выбираем сечение ремня В. Назначаем минимальный диаметр ведущего шкива d1 =160 мм.

U =n1/n2 =d2/d1, (34)

где n1, n2-частоты вращения вала двигателя и рабочего органа соответственно, об/мин

d1, d2-диаметры ведущего и ведомого шкивов соответственно, мм

n1/n2 =d1/d2 → d2 =n1d1/n2 =2900160/3638 =128 мм

принимаем d₂=130 мм

Межосевое расстояние:

А =1,5d1, мм (35)

А =1,5160 =240 мм

Угол обхвата меньшего шкива, α>150˚;

α =180-arctg(d2-d1)/A, (36)

α =180-arctg(160-150)/240 =177˚

Площадь поперечного сечения ремня В равна 138 мм²

Силу давления ременной передачи на вал определим по формуле:

Т =3ס0Fzsinα/2, Н (37)

где ס0 =1,8 МПа при угле наклона передачи к горизонту не более 60˚;

F-площадь поперечного сечения ремня, мм;

Т =31,81382sin(179,6/2 ) =1490 Н

Расчет механизма подачи

Выбираем двигатель типа АИР71А4/1390 (асинхронный трехфазный серии АИР)

Частота вращения вала двигателя n_дв=1500 об/мин

Мощность Р=0,55 кВт

Передаточное число вариатора принимаем U=4, следовательно, клиноременной вариатор может варьировать скорость подачи от V_smax=174,6 м/мин до V_smin= V_smax/U=174,6/4=43,7м/мин.

Диаметр вариатора D_в=170 мм.

Принимаем диаметр ролика Dр=160 мм

диаметр звездочки Dз=200 мм

Рассчитаем передаточные числа для ролика и звездочки

Up=8,3 Uз=10,4

Руководствуясь этими данными примимаем передаточное число червячного редуктора Uч.р.=8.

Общее передаточное число находится по формуле:

Uобш.=n_дв/n_в=1500/327,12=4,59

где n_дв- частота вращения двигателя

n_в- частота вращения вариатора, п_в=327,12

Передаточное число цепной передачи:

U_ц.п.=U_обш./U,

где Uобш. – общее передаточное число

U - передаточное число червячного редуктора.

Передаточное число цепной передачи:

Uц.п.=U/Uобщ=4,59/8=0,57

Зададимся шагом зубьев t=15,875

Примем делительный диаметр ведущей звездочки dд=150

Число зубьев ведущей звездочки:

Z=П/Asin(t/d_д)=3,14/ 43 Sin(15,875/150)=30

Где t- шаг зубьев,

d_д – делительный диаметр ведущей звездочки

Определяем число зубьев ведомой звездочки

Z1=Z Uц.п.=30/0,63=17

Проектирование и расчет осей и валов.

Исходные данные:

Fx =187,96 Н; Fz =296,45 Н; a=0,0725м; L=0,1028 м; c=0,08 м.

Решение:

Схема сил действующих на пилу изображена на рис.4.1

А=arcsin((a+H/2)/R), град

А=arcsin((0,0725+0,07/2)/0,1575)=43 град

Определим проекции сил Fx, Fz, T

Fx^/=сosA· Fx, H

Fx^/=cos43·187,96=137,37 H

Fz^/=сosA· Fz, H

Fz^/=сos43· 296,45=216,73 H

T^/= T/2^0,5 , H

T^/= 1490/2^0,5=1053,55 H

Y ox

М(Б):∑М(Б) =0

∑М(Б) =Fx΄·а+RВ(x)·250·L-T΄(L+c) =0

RВ(x) =1776,56 H

М(В):∑М(В) =0

∑М(В) =Fx΄·(a+L)-RБ(x)·L-T΄·c =0

RБ(x) =-586,64 Н

Проверка: -Fx^/+RБ(x)+RВ(x)-T^/=0

-137,37-586,64+1776,56-1053,55=0

Y oz:

М(Б):∑М(Б) =0

∑М(Б) =Fz^/·a+RВ(z)·L-Т΄·(L+c) =0

RВ(z) = 1720,59

М(В):∑М(В) =0

∑М(В) =Fz·(a+L)-RБ(z)·L-Т΄·c =0

RБ(z) =-450,30

Проверка: -Fz^/+RБ(z)+RВ(z)-Т΄=0

-216,73-450,3+1720,59-1053,55=0

Определим суммарные реакции опор:

RБ =√(RБ(x))²+(RБ(x))² =738,74

RВ =√(RВ(z))²+(RВ(z))² =2473,17

Построим эпюры изгибающих моментов.

Y ox:

Участок АБ: 0≤хА≤а

xA =0 МА =0

хА =а МБ =128,80

Участок БВ: 0≤xБ≤l

МхБ =-Fx΄(a+xБ)+RБ(х)·хБ

хБ =0 МБ =128,80

хБ =l МВ =-46,85

Участок ГВ: 0≤хГ≤с

МхГ = -Т΄·хГ

хГ =0 МГ =0

хГ =с МВ =-46,85

Y oz:

Участок АБ:0≤zA≤a

MzA =-Fz^/·zA

zA =0 MA =0

zA =a MБ =124,74

Участок БВ:0≤zБ≤l

MzБ =-Fz^/ (a+zБ) +RБ(z)·zБ

zБ =0 MБ =124,74

zБ =l Mв =-36,02

Участок ГВ:0≤zГ≤c

MzГ =-T΄·zГ

zГ =0 MГ =0

zГ =c Mв =-36,02

Определим изгибающий момент:

MuA-A =√Mx²+Mz², Нм

MuA-A =182,15 Нм

Определим диаметр оси в опасном сечении

d =10³³√Mu/0,1[δu],мм

где [δuз]- допускаемое напряжение на изгиб ,Па

Опасное сечение А-А под подшипником В.

d =28,34 мм

Вращающий момент найдем по формуле:

Т =9,55×10³Р/п, Н·м

где Р - потребляемая мощность, кВт

Т =9,55×1000×1,5/2900=4,94 Н·м

По найденному вращающему моменту диаметр вала находится из выражения:

d =³√1000T/0,2[τк], мм()

где [τк]- допускаемое напряжение на кручение, принимается для стали 45 в пределах [τк] =15…25 МПа.

d =11,81 мм

Эквивалентный момент по энергетической теории прочности:

Мэкв =√Mu²+0,75Мк², ()

где Мк - момент кручения (внутренний силовой фактор),Мк =Т

Мэкв =182,20 Н·м

Приближенный расчет диаметра вала в опасном сечении:

d =³√1000Mэкв/0,1[ס]_14, мм ()

где [ס]_14-допускаемое напряжение на изгиб, для стали 45[ס]_14 =50…60 МПа.

d =33, 15 мм

Принимаем диаметр вала d =40 мм

Эпюры изгибающих моментов изображены на рисунке 4.2.

Рисунок 4.2- Эпюры изгибающих моментов.