Расчетно-графическая работа
.docПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ МЕХАНИЧЕСКОГО ПРИВОДА
Рассматривается привод подъема груза грузоподъемной машины.
-
Электродвигатель;
-
Соединительная муфта;
-
Редуктор;
-
Барабан.
F=3000+600•i (H), (i - вариант);
F=3000+600•4=5400(H);
V=43-i (м/мин);
V=43-4=39(м/мин).
-
Определение параметров исполнительной части устройства.
-
Определение диаметра каната
-
Определение диаметра барабана
-
Определение вращающего момента на барабане.
-
Определение частоты вращения барабана.
-
Определение мощности на барабане.
-
Определение характеристики электродвигателя.
-
Определение КПД привода.
-
Выходная мощность привода.
-
Подбор двигателя по мощности.
Рдв ≥ Рвх;
Рдв =4кВт.
-
Определение максимальной частоты вращения на входе
Nmax=Nb +imax;
imax=25, максимальное передаточное отношение редуктора.
Nmax=67,87∙ 25=1697(об/мин).
-
Определение синхронной частоты двигателя.
Nc ≤Nmax;
Принимаем Nc=1500(об/мин).
-
Определение асинхронной частоты двигателя.
Nа=0,96•1500=1440(об/мин).
-
Определение передаточного отношения редуктора.
-
Определение передаточного отношения.
-
Передаточное отношение тихоходной ступени.
-
Передаточное отношение быстроходной ступени.
-
Расчёт вращающих моментов в кинематической цепи привода.
-
Вращающий момент на выходе редуктора.
-
Вращающий момент на колесе тихоходной ступени.
-
Вращающий момент на шестерне тихоходной ступени.
-
Вращающий момент на колесе быстроходной ступени.
-
Вращающий момент на шестерне быстроходной ступени.
-
Вращающий момент на входе в редуктор.
-
Определение частот вращения валов.
Частота вращения на входном вале:
nA=1440(об/мин);
Частота вращения на промежуточном вале:
Частота вращения на выходном вале:
-
Проектный расчёт зубчатой передачи тихоходной ступени из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев.
-
Назначение материала и виды термической обработки для зубчатых колес.
Для шестерни назначаем материал Сталь 40 Х ГОСТ 4543-71, для колеса назначаем Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.
Термообработка – закалка с высоким отпуском.
Твердость шестерни Н1=280…300 НВ;
Твердость колеса Н2=260…280 НВ.
-
Расчет допускаемого контактного напряжения для шестерни.
σНО1 – предел контактной выносливости материала шестерни;
SН – коэффициент безопасности;
КHL1 – коэффициент долговечности, учитывающий время и режим работы передачи;
σНО1 =2Н1СР+70=2•290+70=650 (МПа);
SН =1,1 – структура материала однородна.
Будем рассчитывать привод на 24000 часов работы при среднем режиме нагружения
Эквивалентное время работы при расчёте на контактную выносливость:
tНЕ=t•µН , где
µН – коэффициент эквивалентности стандартного режима нагружения,
µН =0,25;
tНЕ=24000•0,25=6000ч.;
коэффициент долговечности определяется по формуле:
NHO – базовое число цикла;
NHЕ – эквивалентное число цикла;
NHO =NH1ср3=290 3 =24389000, принимаем
NHO =2,4•10 7 ;
NHЕ =n2 • tНЕ=275,33•6000=1651980, принимаем
NHЕ =1,7•10 6 ;
-
Допускаемое контактное напряжение для колеса тихоходной ступени.
σНО1 =2Н2СР+70=2•270+70=610 (МПа);
SН =1,1 – структура материала однородна.
NHO =NH1ср3=2703 =19683000, принимаем
NHO =2•10 7 ;
NHЕ =nb • tНЕ=67,87•6000=407220, принимаем
NHЕ =4•10 5 ;
-
Допускаемое контактное напряжение.
1,25min =1145;
1019,5<1145;
принимаем [ σH ] =1019,5(МПа).
-
Расчет межосевого расстояния
;
ЕПР =2•105 МПа – приведенный модуль упругости;
Т2Т =519,9•1000=519900;
kНb =1,2 – проектное значение коэффициента концентрации;
iТ =4,05;
[σН ] = 1019,5;
fВА = 0,3 – относительная ширина зубчатого венца;
принимаем АW =148 мм.
-
Назначение модуля зацепления.
m = (0.01…0.02)• АW;
m = 1.48…2.96;
принимаем m = 2.5
-
Назначение угла наклона зуба.
8< β< 20
принимаем β = 12.
-
Определение чисел зубьев.
принимаем z1 = 23;
z2 = z1 • iT =22,93 •4,05 = 92,87 ;
принимаем z2 =93.
-
Определение фактического угла наклона зуба.
-
Определение основных размеров зубчатых колес.
принимаем bW2 = 45мм.;
-
Проверка работоспособности зубчатой передачи тихоходной ступени.
-
Проверка передачи на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев.
-
Коэффициент нагрузки.
определим значение коэффициента концентрации kH:
определяем значение коэффициента динамичности:
степень точности передачи – 8 (точная передача общего назначения).
-
Определение коэффициента прочности косозубой передачи.
по таблице находим коэффициент kH, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между парами контактирующих зубьев.
kH = 1,08;
находим коэффициент торцевого перекрытия:
-
Фактическое передаточное число тихоходной ступени.
-
Вращающий момент на шестерни тихоходной ступени.
-
Значение контактного напряжения в полосе зацепления.
-
Проверка работоспособности.
По условию контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев передача работоспособна.
-
Проверка зубчатых колес тихоходной ступени на изгибную выносливость.
-
Коэффициент нагрузки при расчетах на изгиб.
определяем коэффициент концентрации kF:
kH =1.15;
определяем коэффициент динамичности kFH:
kFH =1,04;
-
Определение коэффициента изгибной прочности.
kF =1,22 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;
-
Окружная сила в зацеплении.
-
Определение коэффициентов прочности зубьев.
YF1 = 4.05, YF2 = 3,75;
-
Вычисление растягивающих напряжений в основании зуба.
-
Определение допускаемого изгибного напряжения для шестерни.
F01 = 1,8•H1 =1.8•290=522 МПа;
эквивалентное время работы при изгибе
tFE =t • F =24000•0.143 =3462 ч.;
Определяем эквивалентное число циклов нагружения шестерни при изгибе:
NFG =4•106 – базовое число циклов при изгибе.
Так как NFE1 > NFG , то kFL1=1;
kFС = 1, зубья работают одной стороной,
SF =1,7 – коэффициент безопасности.
-
Определение допускаемого изгибного напряжения для колеса.
F01 = 1,8•H2 =1.8•270=486 МПа;
-
Проверка изгибной выносливости колес.
F1 [F]1 129<308.8;
F2 [F]2 120<285;
Условия изгибной выносливости для тихоходной ступени выполняются.
Заключение: в соответствии с критериями, установленными ГОСТ, зубчатая передача тихоходной ступени редуктора обеспечивает работоспособность в течение 24000 часов при среднем стандартном режиме нагружения.