Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Расчет механических передач
3.1. Расчет плоскоременной передачи
В зависимости от вида ремня различают передачи: плоскоременную, клиноременную, круглоременную, поликлиновым ремнём, зубчатым ремнём. Ременная передача рассматривается как понижающая угловую скорость приводного вала. В кинематической схеме привода она занимает место между электродвигателем и редуктором. Для ременных передач, эксплуатируемых в условиях нормальной температуры и влажности, в закрытых помещениях или на открытом воздухе, не загрязнённом парами нефтепродуктов, кислот, щелочей и прочих активных примесей выбирают резинотканевые ремни. Выбираем прорезиненный ремень из ткани БКНЛ-65 с обкладками. Чертеж сечения плоского ремня:
δ – толщина ремня b – ширина ремня Диаметр ведущего шкива определяется по формуле Саверина: Полученный результат по ГОСТ 17383-78 округляем до ближайшего значения, т. е. . Вычислим диаметр ведомого шкива: По ГОСТ 17383-78 принимаем . Действительное передаточное число передачи: где коэффициент упругого скольжения для плоских ремней. Вычисляем межосевое расстояние а: Расчетная длина ремня определяется по формуле: Отсюда: Добавим сшивку 155 мм, и тогда действительная длина ремня:
Таким образом, действительное межосевое расстояние : где ; . Принимаем . Угол обхвата ведущего шкива находим по формуле 3.8 [1]: т. е. выполняется условие, при котором угол обхвата ремнем ведущего шкива больше 150 . Определим скорость ремня: Проверяем сравнительную долговечность ремня из условия: Поскольку , то условие сравнительной долговечности ремня выполняется. Найдем толщину ремня по формуле: Округляем до ближайшего стандартного значения по табл. 3.1 [2]: , число прокладок – 3. Для обыкновенных плоских ремней при угле наклона передачи к горизонту от до 60 и при периодическом регулировании межосевого расстояния рекомендуется начальное натяжение в ремне выбрать . Номинальное удельное окружное усилие: Из таблицы 3.5 [2] принимаем , . Отсюда: Допускаемое удельное окружное усилие при заданных условиях работы: где – коэффициент, зависящий от способа натяжения ремня и расположения передачи. Из таблицы 3.6 [2] принимаем . – коэффициент, учитывающий угол обхвата ремнем ведущего шкива.
Из таблицы 3.7 [2] принимаем . – скоростной коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Из таблицы 3.8 [2] принимаем, что . – коэффициент режима работы и динамической нагрузки. Принимаем режим работы с умеренными толчками и из таблицы 3.9 [2] следует, что . Отсюда следует: Определяем окружное усилие: Исходя из удельного допускаемого окружного усилия, определяем ширину ремня: Принимаем ширину ремня из ряда стандартных значений.
Проверочный расчет на прочность Максимальное напряжение в ремне определяется по формуле: – напряжение от рабочего натяжения: – напряжение изгиба: где – модуль упругости материала ремня при изгибе, для прорезиненных ремней . – напряжение от центробежной силы: где – плотность материала ремня, для прорезиненных ремней. Следовательно, максимальное напряжение в ремне: Условие прочности: Для прорезиненных ремней . Следовательно, условие прочности выполняется. Расчетная долговечность ремня определяется по формуле:
– базовое число циклов нагружений, при котором определен временный предел выносливости . – число пробегов ремня. – показатель степени; для плоских прорезиненных ремней . – временный предел выносливости ремня
– коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа. – коэффициент, учитывающий непостоянство нагрузки. Т.к. нагрузка переменная, принимаем . Отсюда, расчетная долговечность ремня: Т.к. время работы привода составляет 8200 ч, то на данный период потребуется следующее количество ремней:
3.2. Конструирование шкивов
Расчет ведущего шкива
1) Т. к. скорость движения ремня меньше 30 м/с, то шкив принимаем изготовленным литым из чугуна СЧ-15 (ГОСТ 1412-85). 2) Диаметр и длину ступицы шкива определим по следующим формулам: 3) Тип посадочного отверстия: цилиндрическое со шпонкой. Посадка цилиндрического отверстия – Н7. 4) Шероховатость поверхностей: - отверстие в ступице ; - боковые поверхности ступицы на класс ниже чистоты обработки отверстия. 5) Допуски формы и расположения поверхностей: - осевое биение ступицы по таблице 2.5.1 [3] и при условии принимаем равным 0,058 мм.
Конструкция и размеры ведущего шкива 1) Конструкцию ведущего шкива принимаем в зависимости от его диаметра по таблице 2.5.2 [3]: с диском. 2) По ГОСТ 17383-78 принимаем ширину обода , т. к. ширина ремня .
3) Толщина обода литого шкива: 4) Рабочую поверхность обода принимаем плоской, т.к. шкив ведущий. 5) – толщина диска шкива. 6) Диаметр отверстий в шкиве принимаем конструктивно .
К расчету ведущего шкива:
Расчет ведомого шкива
1) Т. к. скорость движения ремня меньше 30 м/с, то шкив принимаем изготовленным литым из чугуна СЧ-15 (ГОСТ 1412-85). 2) Диаметр и длину ступицы шкива определим по следующим формулам: 3) Тип посадочного отверстия: цилиндрическое со шпонкой. Посадка цилиндрического отверстия – Н7. 4) Шероховатость поверхностей: - отверстие в ступице ; - боковые поверхности ступицы на класс ниже чистоты обработки отверстия. 5) Допуски формы и расположения поверхностей: - осевое биение ступицы по таблице 2.5.1 [3] и при условии принимаем равным 0,058 мм.
Конструкция и размеры ведомого шкива 1) Конструкцию ведомогого шкива принимаем в зависимости от его диаметра по таблице 2.5.2 [3]: с диском. 2) По ГОСТ 17383-78 принимаем ширину обода , т. к. ширина ремня . 3) Толщина обода литого шкива: 4) Рабочую поверхность обода принимаем выпуклой, т.к. шкив ведомый. 5) – толщина диска шкива. 6) Диаметр отверстий в шкиве принимаем конструктивно .
К расчету ведомого шкива:
3.3. Расчет и выбор натяжного устройства
Натяжное устройство должно обеспечивать изменение номинального межосевого расстояния a между шкивами в следующем диапазоне: Наибольшее межосевое расстояние, которое обеспечивается натяжным устройством, будет равно:
Наименьшее межосевое расстояние: Тогда регулировка межосевого расстояния возможна в диапазоне: В качестве натяжного устройства используем установку электродвигателя на салазки. Выбираем салазки типа С-3. Проверим, подходят ли выбранные салазки по размерам. Салазки обеспечивают регулировку межосевого расстояния в диапазоне: т. е. выбранное натяжное устройство подходит.
Размеры салазок для установки электродвигателя:
Масса комплекта салазок – 3,8 кг. Болты крепления электродвигателя – .
3.4. Расчет закрытой цилиндрической передачи
Материалы и допускаемые напряжения
Для редукторов типа ЦУ рекомендуется использовать в качестве материалов шестерни и зубчатого колеса сталь марки 20ХН2М. Данная марка стали обладает свойствами: , , .
Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости, из рис. 4.1.1 [3]: Эквивалентное число циклов: часов – продолжительность работы привода; – число зацеплений зуба за один оборот колеса; – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи. Принимаем, что нагрузка постоянна, тогда . Получаем: – для шестерни; – для зубчатого колеса. Определим коэффициент долговечности. Т. к. , то: Предел контактной выносливости выбираем из таблицы 4.1.5 [3]: Допускаемые контактные напряжения: - для шестерни: - для зубчатого колеса: – коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой. За расчетные допускаемые контактные напряжения для цилиндрических косозубых колес с малым отличием друг от друга по твердости принимается наименьшее допускаемое контактное напряжение, т. е.
Выбор основных параметров передачи
Из таблицы 66 [5] определяем параметры зацепления зубчатой передачи: – межосевое расстояние; – модуль зацепления; – число зубьев шестерни; – число зубьев колеса; – ширина венца колеса; - угол наклона зубьев;
– косинус угла наклона зубьев.
Рассчитаем диаметры делительных окружностей: Диаметр вершин зубьев: Диаметр впадин зубьев: Ширина шестерни: Толщина диска колеса: Толщина обода зубчатого венца: Диаметр отверстий в колесе принимаем конструктивно .
Проверка расчетных контактных напряжений на зубчатом колесе
1) Окружная сила в зацеплении: 2) Окружная скорость колеса: 3) Степень точности из таблицы 4.2.14 [3] не ниже 9 (пониженная точность).
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. По рис. 6.22. [1] находим: – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца. По рис. 6.24. [1] получаем: – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Из таблицы 6.6 [1] определяем: Таким образом, удельная окружная сила: 5) Расчетное контактное напряжение: – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных зубчатых колес . – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления. Из рис. 6.20 [1] следует, что . – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. По рис. 6.21 [1] находим, что . Тогда, расчетное контактное напряжение: Т. к. , то условие расчета на контактную прочность выполняется.
|