Файл: 11.docx

_­­2.1. Определение общего КПД привода.

КПД зубчатой передачи (коническими колесами) в закрытом корпусе ­_кон­­= 0,96

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД клиноременной передачи ­_{кл/р­­­} = 0,96

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

КПД подшипников _{подш­­­}= 0,99

(источник №1, стр. 5, табл. 1.1.)

Общий КПД привода:

_общ =­_кон­­·­_кл/р­·_­­_подш²= 0,96·0,96·0,99² = 0,903

2.2. Определение требуемой мощности электродвигателя.

Расчет требуемой мощности проведем по формуле

P_треб­ = Р­_р,/_общ­= 1,8/0,903 = 1,99 кВт

­­­­­­­­­­­­­­­­­­­2.3. Выбор типа электродвигателя.

Для данной установки, используя рассчитанное выше значение требуемой мощности, выберем электродвигатель 4А90L4 (источник №1, стр. 390, табл. П1)

Рабочая мощность P_эд = 2,2 кВт

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

Синхронная частота n_эд^с= 1500 об/мин

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

Коэффициент скольжения s = 5,1%

(источник №1, стр. 390, табл. П1)

_­2.4. Определение номинальной частоты вращения электродвигателя.

n_эд= n_эд ^с·(1-s) = 1500·(1-0,051) = 1424 об/мин

2.5. Определение передаточного отношения привода и его ступеней

2.5.1. Определение общего передаточного отношения привода.

i_общ= n_эд./ n_p= 1424/120=11,9

2.5.2. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням.

i_кон= 4,00 - выбрано в соответствии со стандартным рядом (источник №1, стр. 49)

i­_кл/р= i_общ/i_кон= 11,9/4,00=3,00 < 4

2.6. Определение силовых и кинематических параметров привода

2.6.1. Определение параметров вала электродвигателя.

n_эд= 1424 об/мин

P_треб­ = 1,99 кВт

Рассчитаем вращающий момент на валу электродвигателя:

М_эд = 9550·P_треб/n_эд = 9550·1,99/1424 = 13,35 кН·м

2.6.2. Определение параметров ведущего вала редуктора

P₁ = P_треб∙_кл/р∙­_подш=1,99·0,96·0,99=1,89 кВт

n₁= n_эд /i_кл/р= 1424/3,00=475 об/мин

M₁ = 9550·P₁/n₁= 9550·1,89/475= 38 кН·м

2.6.2. Определение параметров ведомого вала редуктора.

P₂= P₁·­_кон·_подш=1,89·0,96·0,99=1,8 кВт

n₂= n_1/i_кон=475/4,00=119 об/мин

M₂ = 9550·P₂/n₂= 9550·1,8/119= 144,45 кН·м

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные.

Передаточное отношение для клиноременной передачи i­_кл/р= 3,00

Требуемая мощность электродвигателя, P_треб= 1,99кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя, n_эд= 1424 об/мин

3.1. Подбор типа ремня.

Выполним подбор требуемого ремня по номограмме (источник №1, стр.134). Видно, что при таких технических запросах следует выбирать ремень из зоны А.

3.2. Определение диаметра шкивов.

d₁ =3 - 4³√М_эд = 72 - 95 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d₁= 90 мм

Относительное скольжение ремня берем = 0,01 как для передачи с регулируемым натяжением ремня (источник№1, стр. 120)

d₂=d₁·i_кл/р(1-) = 90·3,00(1-0,01) = 268 мм

Уточнив диаметр по ГОСТ 17383-73 (источник№1, стр. 120), получаем: d₂= 280 мм

3.3. Уточнение передаточного отношения для клиноременной передачи.

i_кл/р =d_2ГОСТ/(d_1ГОСТ(1-)) = 280/(90(1-0,01)) = 3,08

∆ = 2,7%<3% - разница передаточных отношений в установленных пределах

3.4. Определение межосевого расстояния.

T₀=8 мм для типа ремня А.

Тогда минимальное межосевое расстояние определим по формуле:

a_min= 0,55(d₁+d₂)+T₀ = 0,55·(90+280)+8 = 211,5 мм

Максимальное межосевое расстояние:

a_max= 2(d₁+d₂)= 2(90+280) = 740 мм

Принимаем предварительно близкое значение а = 475 мм.

3.5. Определение длины ремня.

Определение длины ремня проведем по формуле (7.7), источник №1, стр.120

L_р= 2a+ 0,5(d₁+d₂) += 2·475 + 0,5(90+280) +(280-90)²/(4*475) = 1550 мм

Согласно ГОСТ 1284-80, длину ремня можно принять равнойL_p = 1600 мм.

3.6. Уточнение межосевого расстояния.

Теперь уточним межосевое расстояние для выбранной выше длины ремня по формуле (7.27) источник №1, стр. 130.

­3.7. Определение угла обхвата.

Определим угол обхвата по формуле (7.28) источник №1, стр. 130

180–57(280-90)/500 = 159⁰

3.8. Определение числа ремней.

Число ремней определим по формуле (7.29) источник №1, стр.135.

z= (P_требC_P)/(P₀C_LC_C_z) = (1.99·1,2)/(1,5·1,01·0,95·0,95) = 3

Число ремней следует округлять в большую сторону, так как это требуется для запаса прочности. Требуется 3 ремня.

Ср = 1,2 (источник №1, стр. 136, табл. 7.10) - коэффициент режима работы, учитывая условия эксплуатации.

С_L= 1,01 по ГОСТу 12843-80 (источник №1, стр. 135, табл. 7.9) - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня.

С_α= 0,95 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата.

С_ż= 0,95 (источник №1, стр. 135) - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.

Ро = 0,94 кВт (источник №1, стр. 132, табл. 7.8) - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем.

3.9. Определение окружной скорости вращения ремня.

v= (·d₁·n_эд)/60 = 6,7 м/c

3.10. Определение силы натяжения ветви ремня.

Рассчитаем силу натяжения ветви ремня по формуле (7.30), источник №1, стр. 136.

Коэффициент = 0,1 (для ремня типа А) берем из стандартного ряда (источник №1, стр. 136).

3.11. Определение силы, действующей на ведущий вал редуктора от клиноременной передачи.

Данная сила рассчитывается по формуле (7.31), источник №1, стр. 136.

F_B= 2F₀ zsin(₁/2) = 2·165,5·2·0,9832 =651H

3.12 Определение ширины обода шкива

Ширина обода шкива рассчитывается по формуле, источник №1, стр. 138.

В_ш= (z-1)·e+2·f, где по ГОСТ 20889-80: е=15,0f=10,0

В_ш= (2-1)·15,0 +10,0·2 = 35 мм

Клиноременная передача по ГОСТ 17383-73

Расчет закрытой конической зубчатой передачи

90

Проектный расчет закрытой конической передачи выполняется на выносливость по контактным напряжениям, чтобы не допустить усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба, чтобы установить не появляется ли усталостное разрушение зубьев.

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущем валу редуктора, M₁ = 38 кН·м

Вращающий момент на ведомом валу редуктора, M₂ = 144,45 кН·м

Передаточное отношение для зубчатой передачи коническими колесами, i_кон= 4

4.1. Выбор материала для передачи.

Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ1=270, для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ2=245

4.2. Проектировочный расчет выносливость передачи по контактным напряжениям.

4.2.1. Определение допускаемого контактного напряжения для колеса.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение

Примем (по условиям проекта),; [S_H] = 1,2.

[_H2] =467 МПа, где_{Hlim b} = 2HВ2 +70 = 560 МПа

К_HL=1,0 - коэффициент долговечности, [S_H]=1,2 - коэффициент безопасности

4.2.2. Определение внешнего делительного диаметра колеса.

Коэффициент ширины зубчатого венца по ГОСТ 12289-76 примем

По условию проекта у нас прямозубое колесо, тогда K_d= 99

Коэффициент K_H (из таблицы 3.1, источник №1, стр. 32) примем равным 1,3

Далее определим внешний делительный диаметр колеса.

249 мм

По ГОСТ 12289-76 d_e2округлим до 250 мм

4.3. Расчет геометрических параметров передачи.

4.3.1. Определение числа зубьев шестерни и колеса.

Выберем число зубьев шестерни равным 20.

z_{1 шест.} = 20

Тогда число зубьев колеса будет равно z_{2 кол.} =i_кон.·z_{1 шест.} = 4∙20= 80

4.3.2. Определение внешнего окружного модуля.

Внешний окружной модуль определим по формуле

m_e =d_e2 /z₂= 250/80= 3,125 мм

4.3.3. Определение углов делительных конусов.

Определим углы делительных конусов ₁и₂ .

Для колеса: ₂=arctgi_кон.=75,96^O

Для шестерни: ₁ = 90^O -₂= 90^O–72,39^O= 14,04^O

4.3.4. Определение внешнего конусного расстояния и ширины зуба.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R_e= 0,5m_e√z₁²+z₂²= 0,5·3,125√(20²+80²)=129 мм

Ширина зуба рассчитывается по источнику №1, стр. 342.

b=ψ_bRe·R_e= 0,285·129=37мм

4.3.5. Определение внешнего делительного диаметра шестерни.

d_е1 =m_е·z₁= 3,125·20 = 62,5мм

4.3.6. Определение среднего конусного расстояния.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

R=R_e-0,5b= 129–0,5·36,77 = 110,6 мм

4.3.7. Определение среднего окружного модуля.

Расчет произведем по ГОСТ 19624-74 (таблица 3.11., источник №1, стр.50)

Средний окружной модуль: m=m_e·R/R_e= 3,125·110,6/129 = 2,7 мм

4.3.8. Определение среднего делительного диаметра.

- шестерни: d₁=m·z₁= 2,7·20 = 54 мм

- колеса: d₂=m·z₂= 2,7·80=216 мм

4.3.9. Определение параметров зубьев.

- внешняя высота головки зуба: h_ae=m_e= 3,125 мм

- внешняя высота ножки зуба h_fe= 1,2m_e= 3,75 мм

4.3.10. Определение внешнего диаметра вершин зубьев.

- шестерни: d_ae1=d_e1+ 2h_aecos₁=62,5 +2·3,125·0,97= 68,6 мм

- колеса: d_ae2=d_e2+ 2h_aecos₂= 250 +2·3,125·0,243= 251,5 мм

4.3.11. Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру