 ПОЗНАВАТЕЛЬНОЕ Сила воли ведет к действию, а позитивные действия формируют позитивное отношение Как определить диапазон голоса - ваш вокал Игровые автоматы с быстрым выводом Как самому избавиться от обидчивости Противоречивые взгляды на качества, присущие мужчинам 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 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.
| Определение силовых и кинематических параметров привода
Определение требуемой мощности. Требуемая мощность рабочей машины Ррм = Fv = 3,0·0,55 = 1,69 кВт Общий коэффициент полезного действия η = ηмηз.пηпк2ηо.пηпс2, где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40], ηз.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи, ηо.п = 0,97 – КПД открытой ременной передачи, ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения, ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения. η = 0,98·0,97·0,9952·0,97·0,992 = 0,895. Требуемая мощность двигателя Ртр = Ррм/η = 1,69/0,895 = 1,89 кВт. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п. Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 2,2 кВт Определение передаточного числа привода и его ступеней Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 800, 1500 и 3000 об/мин. Таблица 2.1 Выбор типа электродвигателя
nрм = 6·104v/(zp) = 6·104·0,55/(7·80) = 56 об/мин Общее передаточное число привода u = n1/nрм где n1 – частота вращения вала электродвигателя. Принимаем для зубчатой передачи u1 = 4, тогда для открытой передачи u2 = u/u1 = u/4 Таблица 2.2 Передаточное число
Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 4, так как только в этом случае передаточное число ременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷4). Таким образом выбираем электродвигатель 4А112М8 Определение силовых и кинематических параметров привода Числа оборотов валов и угловые скорости: n1 = nдв = 700 об/мин w1 = 700π/30 = 73,3 рад/с n2 = n1/u1 = 700/3,13 = 224 об/мин w2=224π/30 = 23,5 рад/с n3 = n2/u2 =224/4,0 = 56 об/мин w3= 56π/30 = 5,86 рад/с Фактическое значение скорости вращения рабочего вала v = zpn3/6·104 = 7·80·56/6·104 = 0,553 м/с Отклонение фактического значения от заданного δ = (0,553 – 0,55)80/0,55 = 0,5 < 6%
P1 = Pтр = 1,89 кВт P2 = Pтрηо.пηпк = 1,89·0,97·0,995 = 1,82 кВт P3 = P2ηз.пηпк = 1,82·0,97·0,995 = 1,76 кВт Pрв = P3ηмηпс2 = 1,76·0,98·0,992 = 1,69 кВт Крутящие моменты: Т1 = P1/w1 = 1890/73,3 = 25,8 Н·м Т2 = 1820/23,5 = 77,4 Н·м Т3 = 1760/5,86 = 300,3 Н·м Т4 = 1690/5,86 = 288,4 Н·м Результаты расчетов сводим в таблицу Таблица 2.3 Силовые и кинематические параметры привода
Принимаем сталь 45: шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262, колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207. Средняя твердость зубьев: НВ1ср = (235+262)/2 = 248 НВ2ср = (179+207)/2 = 193 Допускаемые контактные напряжения: [σ]H = KHL[σ]H0, где KHL – коэффициент долговечности KHL = (NH0/N)1/6, где NH0 = 1·107 [1c.55], N = 573ωLh = 573·5,86·17,0·103 = 5,7·107. Так как N > NH0, то КHL = 1. [σ]H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа. [σ]H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа. [σ]H = 0,45([σ]H1 +[σ]H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа. Допускаемые напряжения изгиба: [σ]F = KFL[σ]F0, где KFL – коэффициент долговечности Так как N > NF0 = 4·106, то КFL = 1. [σ]F01 = 1,03HB1 = 1,03·248 = 255 МПа. [σ]F02 = 1,03HB2 = 1,03·193 = 199 МПа. [σ]F1 = 1·255 = 255 МПа. [σ]F2 = 1·199 = 199 МПа.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Межосевое расстояние
где Ка = 43,0 – для косозубых передач [1c.58], ψba = 0,315 – коэффициент ширины колеса, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес. аw = 43,0(4,0+1)[300,3·103·1,0/(4172·4,02·0,315)]1/3 = 150 мм принимаем аw = 160 мм. Модуль зацепления m > 2KmT2/(d2b2[σ]F), где Km = 5,8 – для косозубых колес, d2 – делительный диаметр колеса, d2 = 2awu/(u+1) = 2·160·4,0/(4,0 +1) = 256 мм, b2 – ширина колеса b2 = ψbaaw = 0,315·160 = 50 мм. m > 2·5,8·300,3·103/256·50·199 = 1,37 мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм. Основные геометрические размеры передачи Угол наклона зуба βmin = arcsin(3,5m/b2) = arcsin(3,5·2/50) = 8,04° Принимаем β =10° Суммарное число зубьев: zc = 2awcosβ/m zc = 2·160cos10°/2,0 = 158 Число зубьев шестерни: z1 = zc/(u+1) = 158/(4,0 +1) = 31 Число зубьев колеса: z2 = uz1 = 4∙31 =124;
u = z2/z1 =124/31 = 4,0, Отклонение фактического значения от номинального δ = 0 меньше допустимого 5% Действительное значение угла наклона: cosb = zcm/2aW = (124+31)×2/2×160 = 0,9688 ® b =14,36°. Фактическое межосевое расстояние: aw = (z1+z2)m/2cosβ = (124+31)·2,0/2cos14,36° = 160 мм. делительные диаметры d1 = mz1/cosβ = 2,0·31/0,9688= 64,00 мм, d2 = 2,0·124/0,9688= 256,00 мм, диаметры выступов da1 = d1+2m = 64,00+2·2,0 = 68,00 мм da2 = 256,00+2·2,0 = 260,00 мм диаметры впадин df1 = d1 – 2,4m = 64,00 – 2,5·2,0 = 59,00 мм df2 = 256,00 – 2,5·2,0 = 251,00 мм ширина колеса b2 = ybaaw = 0,315·160 = 50 мм ширина шестерни b1 = b2 + (3÷5) = 50+(3÷5) = 54 мм Окружная скорость v = ω2d2/2000 = 5,86·256,00/2000 = 0,75 м/с Принимаем 8-ую степень точности. Силы действующие в зацеплении - окружная Ft = 2T1/d1 = 2·77,4·103/64,00 = 2419 H - радиальная Fr = Fttga/cosβ = 2419tg20º/0,9688= 908 H
Fa = Fttgb = 2419tg14,36° = 619 Н. Проверка межосевого расстояния аw = (d1+d2)/2 = (64,00+256,00)/2 = 160 мм Проверка пригодности заготовок Dзаг = da1+6 = 68,00+6 = 74,00 мм Условие Dзаг < Dпред = 125 мм выполняется Для колеса размеры заготовки не лимитируются Расчетное контактное напряжение
где К = 376 – для косозубых колес [1c.61], КНα = 1,06 – для косозубых колес, КНβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев, КНv = 1,01 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62]. σH = 376[2419(4,0+1)1,06·1,0·1,01/(256,00·50)]1/2 = 378 МПа. Недогрузка (417 – 378)80/417 = 9,3% допустимо 10%. Расчетные напряжения изгиба σF2 = YF2YβFtKFαKFβKFv/(mb2), где YF2 – коэффициент формы зуба, Yβ = 1 – β/140 = 1 – 14,36/140 = 0,897, KFα = 0,91 – для косозубых колес, KFβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев KFv = 1,03 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64]. Коэффициент формы зуба: при z1 = 31 → zv1 = z1/(cosβ)3 = 31/0,96883 = 34 → YF1 = 3,76, при z2 =124 → zv2 = z2/(cosβ)3 =124/0,96883 = 136 → YF2 = 3,61. σF2 = 3,61·0,897·2419·0,91·1,0·1,03/2,0·50 = 73,5 МПа < [σ]F2 σF1 = σF2YF1/YF2 = 73,5·3,76/3,61 = 76,5 МПа < [σ]F1.
Выбор ремня. Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной d = 2,8 мм. Диаметр малого шкива при [k0]=1,60 МПа d1 > 50δ = 50·2,8 = 140 мм. принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d1 = 160 мм Диаметр большого шкива: d2 = d1u(1-e) = 160×3,13(1–0,01) = 495 мм, примем d2 = 500 мм. Уточняем передаточное отношение: u = d2/d1(1–e) = 500/160×(1–0,01) = 3,16. Межосевое расстояние: a > 1,5(d1+d2) = 1,5×(160+500) = 990 мм. Длина ремня: L = 2a+0,5p(d1+d2)+(d2–d1)2/(4a) = = 2×990+0,5p(160+500)+(500–160)2/(4×990) = 3045 мм. принимаем L = 3150 мм Уточняем межосевое расстояние a = 0,125{2L-0,5p(d2+d1)+[(2L-p(d2+d1))2 – 8(d2-d1))2]0,5} = = 0,125{2×3150-0,5p(500+160)+{[(2×3150-p(500+160)]2 – 8(500-160)2]0,5} = =1172 мм Угол обхвата малого шкива: a1 = 180–57(d2–d1)/a = 180–57×(500–160)/1172 = 163° Скорость ремня: V = pd1n1/60000 = p×160×700/60000 = 5,9 м/с. Условие v < [v] = 35 м/с выполняется Частота пробегов ремня U = L/v = 3,15/5,9 = 0,5 с-1 < [U] = 15 c-1
Ft = P/V = 1,89×103/5,9 = 320 Н. Допускаемая удельная окружная сила [kп] = [ko]CαCθСрСvCFCd . Коэффициент угла обхвата: Cα = 0,97. Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: Cv = 1,0. Коэффициент угла наклона передачи Сθ = 1,0. Коэффициент режима работы Ср = 0,9 – при постоянной нагрузке. Коэффициент диаметра малого шкива Cd = 1,2 Коэффициент неравномерности распределения нагрузки СF = 0,85 [kп] = 1,60·0,97×1,0×1,0×0.9×1,2·0,85 = 1,43 Н/мм. Ширина ремня b = Ft/d[kп] = 320/2,8×1,43 = 79 мм принимаем b = 80 мм, ширина шкива В = 90 мм. Площадь поперечного сечения ремня A = bδ = 80·2,8 = 224 мм2 Предварительное натяжение ремня: F0 = s0×А = 2,0×224 = 448 Н, где s0 = 2,0 МПа – для резинотканевых ремней, Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня F1 = F0 + Ft/2 = 448 + 320/2 = 608 H F2 = F0 – Ft/2 = 448 – 320/2 = 288 H Нагрузка на вал: Fв = 2F0sina1/2 = 2×458×sin163°/2 = 906 Н. Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня σmax = σ1 + σи+ σv < [σ]p = 8 Н/мм2, где σ1 – напряжение растяжения,
σи – напряжение изгиба. σи = Eиδ/d1 = 80∙2,8/160 = 1,75 Н/мм2, где Eи = 80 Н/мм2 – модуль упругости. σv = ρv210-6 = 180∙5,92∙10-6 = 0,04 Н/мм2, где ρ = 180 кг/м3 – плотность ремня. σmax = 2,76+1,75+0,04 = 4,55 Н/мм2 Так как условие σmax < [σ]p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.
7
Материал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение: σв = 780 МПа; Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа Диаметр быстроходного вала
где Т – передаваемый момент; d1 = (16·77,4·103/π10)1/3 = 34 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 35 мм; длина выходного конца: l1 = (1,2¸1,5)d1 = (1,2¸1,5)35 = 42¸52 мм, принимаем l1 = 60 мм. Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 35+2×2,5 = 40,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика; принимаем d2 = 40 мм: длина вала под уплотнением: l2 » 1,5d2 =1,5×40 = 60 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 40 мм.
Вал выполнен заодно с шестерней Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 = (16·300,3·103/π15)1/3 = 46 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 50 мм; длина выходного конца: l1 = (1,0¸1,5)d1 = (1,0¸1,5)50 = 50¸75 мм, принимаем l1 = 60 мм
d2 = d1+2t = 50+2×2,8 = 53,6 мм, где t = 2,8 мм – высота буртика; принимаем d2 = 55 мм . Длина вала под уплотнением: l2 » 1,25d2 =1,25×55 = 68 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 55 мм. Диаметр вала под колесом: d3 = d2 + 3,2r = 55+3,2×3,0 = 64,6 мм, принимаем d3 = 60 мм.
Выбор подшипников Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.
1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.–М.: Высш. шк., 1991.–432 с. 2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с. 3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. – М.: Высш. шк. 1980. 4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. – М.:Высш.шк.,1990. 5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.:Высш. шк., 2002. 6. Альбом деталей машин. 7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 – М.:Машиностроение, 1978. 8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. – Л.: Машиностроение, 1988.
Содержание Задание 1.1 Кинематическая схема
2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода 3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений 4 Расчет закрытой цилиндрической передачи 5 Расчет открытой цилиндрической передачи 7 Разработка чертежа общего вида редуктора. Литература |
Частота вращения барабана
,
,