ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ

Сила воли ведет к действию, а позитивные действия формируют позитивное отношение

Как определить диапазон голоса - ваш вокал

Игровые автоматы с быстрым выводом

Как цель узнает о ваших желаниях прежде, чем вы начнете действовать. Как компании прогнозируют привычки и манипулируют ими

Целительная привычка

Как самому избавиться от обидчивости

Противоречивые взгляды на качества, присущие мужчинам

Тренинг уверенности в себе

Вкуснейший "Салат из свеклы с чесноком"

Натюрморт и его изобразительные возможности

Применение, как принимать мумие? Мумие для волос, лица, при переломах, при кровотечении и т.д.

Как научиться брать на себя ответственность

Зачем нужны границы в отношениях с детьми?

Световозвращающие элементы на детской одежде

Как победить свой возраст? Восемь уникальных способов, которые помогут достичь долголетия

Как слышать голос Бога

Классификация ожирения по ИМТ (ВОЗ)

Глава 3. Завет мужчины с женщиной

Оси и плоскости тела человека - Тело человека состоит из определенных топографических частей и участков, в которых расположены органы, мышцы, сосуды, нервы и т.д.

Отёска стен и прирубка косяков - Когда на доме не достаёт окон и дверей, красивое высокое крыльцо ещё только в воображении, приходится подниматься с улицы в дом по трапу.

Дифференциальные уравнения второго порядка (модель рынка с прогнозируемыми ценами) - В простых моделях рынка спрос и предложение обычно полагают зависящими только от текущей цены на товар.

РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Технические условия

Требуемый момент, Т₃ (Нм) -- 540

Угловая скорость, ώ₃ (рад/с) -- 17

Угол наклона гибкой передачи, β⁰ -- 50

Ресурс работы привода, L_h (ч) -- 1500

1.2 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Эскиз электродвигателя

Рисунок 1.1 – Нумерация валов привода:

1 – вал электродвигателя, 2 – вал шестерни, 3 – вал колеса

1.2.1 Частота вращения 3-го вала

1.2.2 Мощность на 3-м валу

где Т₃ – крутящий момент на 3-м валу,

ω₃ –угловая скорость 3-го вала.

1.2.3 Мощность на 1-м валу

где η_общ –общий КПД передачи

η_общ=0,96 0,98 0,99³=0,913 , тогда

1.2.4 Мощность на 2-м валу (мощность передаваемая 2-м валом)

1.2.5 Частота вращения 1-го вала (ориентировочно)

где – передаточное отношение привода

Первоначально принимаем i_{рем.пер} = 2,5; I_{зуб.пер.}= 4 ,стр. 7,10

I_общ=2,5 4 = 10 n^ор₁ = 10 162,42 = 1624,2 об/мин

Стандартная (синхронная) частота вращения вала эл. двигателя по ГОСТ в об/мин: 750; 1000; 1500; 3000.

По n^ор₁ выбирается ближайшая стандартная частота вращения электродвигателя n_дв.ст =1500 об/мин.

По стандартной частоте вращения n_дв.ст.=1500 об/мин и мощности на валу эл. двигателя P₁ выбирается эл. двигатель 4А132М4.Мощность Р_дв=4 КВт. Скольжение S=2,8%=42 об/мин. (см. приложение 6,7). Под Частота вращения вала под нагрузкой n_дв=1458 об/мин.

1.2.6 Угловая скорость вала эл. двигателя

1.2.7 Уточнение передаточных чисел

1.2.8 Частота вращения и угловая скорость 2-го вала

1.2.9 Крутящие моменты, передаваемые валами

1.2.10 Результаты кинематического расчета привода

Таблица 1.1

Основные параметры кинематического расчета

№ вала	Частота вращения n (об/мин)	Угловая скорость (рад/с)	Мощность Р (Вт)	Крутящий момент Т(Н м)	Передаточное отношение iобщ =8,98
№ 1, вал эл. двиг-ля		152,6	10054,8	65,89	iрем.п.=2,25
№2, вал шестерни		67,8	9556,1
iз.п.=4
№3, вал колеса	162,42

РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Данные к расчету

I_рем.п.=2,25; Т₂=141 Н м; Р₁=10054,8 Вт; n₁=1458 об/мин.

2.2 Схема ременной передач

Рисунок 2.1 Параметры ременной передачи

в) основные размеры шкива

2.3 Выбор сечения ремня

По величине крутящего момента Т₂ из табл. 2.1 выбираем ремень сечения Б.

Таблица 2.1

Клиновые ремни (по ГОСТ 1284.1-80)

Тип	Обоз- наче- ние	Размеры сечения, мм	Пло- щадь сеч-я А, мм2	dmin, мм	Применять при моменте Т2 ,
bp	h	bo	hp
Нормальный		8,5			2,0			до 30
А				2,8			15-60
Б	14,0	10,5		4,0			50-150
В	19,0	13,5		4,8			120-600
Г	27,0			6,8			450-2400
Д	32,0	23,5		8,2			1600-6000

Рисунок 2.2 Сечение клинового ремня

2.4 Диаметр малого (ведущего) шкива

Диметры шкивов выбирают из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм.

В полученном интервале d_1, нет значений стандартного ряда. Выбирается ближайшее большее значение d₁=160 мм.

2.5 Диаметр ведомого шкива

где, - коэффициент скольжения,

мм

Из стандартного ряда d₂ = 355 мм.

2.6 Межосевое расстояние предварительно:

а_предв.=1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+355) =772,5 мм.

2.7 Длина ремня предварительно:

Стандартный ряд длин ремня, мм: 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

2.8 По ГОСТ 1284.1-80 выбирается длина ремня L_рем.=2240 мм.

2.9 Уточнение межосевого расстояния

2.10 Скорость ремня

м/c = 12210 мм/c

2.11 Проверка длины ремня по частоте пробегов

α1 Рисунок 2.3 Угол

Для клиноременных передач

2.13 Определение числа ремней в передаче

где Р₁ – мощность на ведущем валу. Р₁= 10054,8 Вт = 10,06 кВт.

Р₀ – мощность передаваемая одним клиновым ремнем. Р₀=4,04 кВт (см. табл. 2.2).

С_р – коэффициент режима работы. С_р=1,2 (см. табл. 2.3)

Таблица 2.3

Значение С_р для клиновых передач с. 136

C_L- Коэффициент учитывающий длину ремня (см. табл. 2.4).

Таблица 2.4

Значение коэффициента C_L для клиновых ремней

При длине ремня L_р=2240 мм для сечения Б коэф-нт С_L=1,0.

- коэф-т угла обхвата, выбирается из соотношений

Cα	1,0	0,95	0,89	0,83	0,82

Угол обхвата ремнем малого шкива =164⁰, поэтому =0,96.

Первоначально принимаем C_Z =0,95.

Окончательно принимаем количество ремней: Z_рем =4 шт.

2.14 Сила предварительного натяжения ремней

где - скорость ремня в м/с .

- коэффициент, учитывающий центробежную силу

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д
	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

2.15 Сила, действующая на валы

2.16 Долговечность ремня в часах

Долговечность (рабочий ресурс ремней), должен быть не менее 5000 ч. при легком, 2000 ч. - при среднем и 1000 ч. при тяжелом режиме работы [3],с. 137

где N₀ – базовое число циклов перемены напряжений, N₀ = 10⁷:

- частота пробегов, = 5,45;

x – число шкивов в передаче, x = 2;

- предел выносливости, для клиновых ремней =9МПа;

- максимальное напряжение в сечении ремня.

,

=1,5 при 5 ; =1,2 при больше 5

- расчетное полезное напряжение

, где А площадь сечения ремня (см. табл. 2.1)

- окружная сила,

- напряжение от центробежных сил

, где q – плотность ремня, q =1100 кГ/м³

- напряжение от изгиба ремня на малом шкиве

,

где Е – модуль упругости материала ремня, Е=100 200 МПа

С_i – коэффициент, учитывающий передаточное число

С_н – коэффициент влияния нагрузки, при постоянной нагрузке

С_н=1, при непостоянной С_н=2. Принимается С_н=2.

Показатель степени m=8 для клиновых ремней.

ч

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Данные к расчету

Т₂ = Т_ш = 141 Н·м= 141·10³ Н·мм ;

Т₃ = Т_к = 540 Н·м = 540·10³ Н·мм;

n₂ = n_ш = 648 об/мин; n₃ = n_к = 162,42 об/мин;

Р₂ = Р_ш = 9556,1 Вт; I_зп = 4.

3.2 Схема передачи

		dк

		a)
			б)

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи

а) основные размеры зубчатой передачи, б) напряжения, испытывающие зубья колес

3.3 Выбор материала

Планируется изготовление небольшой партия, твердостью НВ <350 .

Материал шестерни сталь 45Х, НВ = 260 термообработка - улучшение .

Материал колеса сталь 45, НВ = 230 термообработка - улучшение.

3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для расчета выносливости контактирующих поверхностей зубьев

Для косозубых передач:

, [3], с 33 где – предел контактной выносливости, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности

При HB<350 [3], с 34

[3], с 33

Для допускаемых контактных напряжений должно соблюдаться условие

3.5 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле [3], с 33

где для косозубых передач

i – передаточное отношение зубчатой передачи.

- момент передаваемый колесом H∙м=540∙10³ H∙мм

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

При симметричном расположении колес относительно подшипников и принимая коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [3], с 32

Расчетное значение округляется до ближайшего из ряда [3], с 36.

3.6 Выбор модуля и числа зубьев шестерни и колеса.

Ориентировочно значение модуля определяется по формуле.

По ГОСТ 9563-60 выбираем модуль нормальный из ряда мм

Угол наклона зубьев (β) может изменяться от 8 до 20º.

Применяем предварительно β = 10º.

Модуль зубчатого колеса - – часть делительной окружности, приходящейся на 1 зуб.

Число зубьев шестерни

[1] с 37

Число зубьев колеса ; шт

Уточняем значение угла наклона зубьев

3.7 Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

а) диаметры делительных окружностей колеса и шестерни.

Проверка

б) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

мм;

С целью компенсации возможных погрешностей сборки принимаем на 5 мм больше

мм

в) диаметр окружностей, мм вершин (d_a) и впадин (d_f) зубьев шестерни и колеса

3.8 Окружная скорость зубчатых колес в зацеплении

При такой скорости (v<8м/c) для косозубых колес принимаем 8-ю степень точности изготовления, а [3] с.34.

3.9 Проверка контактной выносливости поверхностей зубьев

, где – коэффициент загрузки

(при расчете )

По табл. [3] c.39 при 8 степени точности и скорости м/с

3.10 Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес

F_t – окружная сила, F_r – радиальная сила,

F_a – осевая сила, - угол зацепления.

H

H

H

Таблица 3.1 – Основные параметры косозубой передачи

Эскиз зубчатого колеса 1. d1=63,97 мм; d2=255,89 мм 2. da1=68,97 мм; da2=260,89 мм df1=57,72 мм; df2=249,64 мм 3. bк=64 мм; bш=69 мм 4. δ=(2,4…4)∙mn=(2,4…4)∙2,5= =6…10 мм, принимаем 8 мм. 5. dст=(1,6…1,8)∙dв 6. lст=(1,2…1,5) ∙dв 7. Д0=df-2∙ δ=249,64-16=234 мм; 8. dотв=0,25∙(Д0-dст)=0,25∙(234-110)=31 мм 9. С=(0,2…0,3)∙b=(0,2…0,3)∙65= =12,8…19,2 мм. Принимаем 18 мм. 10. Дотв=dст+0,5(Д0-dст)=110+0,5(234-110)=172 мм 11. Для da≤800 мм γ=7°, R=5 мм.

b lст γ C

Рисунок 3.2 – Эскиз зубчатого колеса