курсач по Механике


1. Кинематический и силовой расчет привода

1. Выбираем электродвигатель

Если на выходном валу привода задан момент, то мощность определяется из соотношения

где — мощность на валу рабочего органа, Вт;

Тр – вращающий момент, Нм;

— угловая скорость, с-1.

Требуемая мощность определяется по формуле

,

где — общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется, как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач):

По каталогу определяем по ближайшему значению номинальной мощности выбираю двигатель АИР132М6

2. Определяем общее передаточное отношение привода и передаточные отношения его ступеней

3. Определяем частоты вращения элементов привода

Частота вращения ведущего шкива ременной передачи

Частота вращения ведомого шкива

Частота вращения на быстроходном валу редуктора

Проверка:

4. Определяем крутящие моменты на элементах привода

Момент на ведущем шкиве ременной передачи

Момент на ведомом шкиве ременной передачи

Момент на шестерне

Момент на колесе

Момент на рабочем органе

Проверка:

2. Расчет клиноременной передачи

Основными параметрами работоспособности клиновых резинотканевых ремней являются: форма и размеры поперечного сечения, длина ремня и параметры шкивов регламентированные ГОСТ 128.1-80 и 1284.3-80

Тип ремня выберем по табл.2.3, в зависимости от величины крутящего момента на ведущем шкиве, Т1 при установке на валу электродвигателя шкива ременной передачи.

По частоте вращения ведущего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня «В» (В – площадь поперечного сечения ремня).

bр=14мм, bо=17мм, h=10,5мм, уо=4,0мм, А=138мм2, dmin=125 мм.

1) Определяем диаметр ведущего шкива

,

По ГОСТ 128.1-80 принимаем диаметр шкива .

Определяем диаметр ведомого шкива

,

где ε – (0,01…0,02) коэффициент относительного скольжения ремня.

По ГОСТ 128.1-80 принимаем диаметр шкива .

2) Определяем фактическое значение передаточного отношения

— допускается.

3) Определяем предварительное межосевое расстояние передачи

4) Рассчитываем длину ремня L по форму

По стандарту ГОСТ 1284.3-80 назначаем ремень 1120 мм.

5) Уточняем межосевое расстояние передачи

6) Определяем угол обхвата ремнем

- допускается

7) Определяем скорость ремня

8) Определяем число ремней, необходимое для передачи заданной мощности

-допускается

где Сz – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл.2.4.)

Р – передаваемая мощность, кВт;

,

где 0] = 1,61 кВт – допустимая мощность, которую может передать один ремень в экспериментальных условиях (табл.2.6.);

Са = 0,97 — коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (табл.2.1.);

Ср = 1 — коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки и режима работы;

Сu = 1,1 – коэффициент передаточного отношения (табл.2.5.);

— коэффициент длины ремня.

9) Определяем силу предварительного напряжения одного ремня

,

где — начальное напряжение для резинотканевых клиновых ремней.

10) Определим нагрузку на валу

11) Размеры клиноременных передач.

3. Подбор редуктора из стандартного ряда

Редукторы для приводов стационарных машин сельскохозяйственного направления выбирают по каталогам в зависимости т величины передаваемой мощности, крутящего момента на тихоходном валу, передаточного числа и схемы компоновки привода.

,

где -коэффициент запаса.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора , передаточное число.

Выбираем редуктор типа К-200.

Размер

L

L1

L2

B

B1

B2

A

A1

H

H1

h

d

К-200

516

310

190

393

285

225

260

175

295

140

24

19

Размер

d1

d2

d11

d21

l1

l2

l11

l21

t1

t2

b1

b2

К-200

28

45

М16х1.5

М30х2

60

110

42

82

14.9

23.4

5

12

4. Расчет ортогональной прямозубой конической передачи.

По выбранному стандартному редуктору типа К-200, производим расчет по указанному делительному диаметру de4=100 мм.

Определим основные параметры конической передачи.

1) Внешнее конусное расстояние Re

,

где δ4 – угол при вершине делительного конуса колеса.

Из условия ортогональной передачи, находим угол при вершине делительного конуса шестерни:

2) Ширина зубчатого венца

По табл. П.5.1 принимаем b=30(мм).

3) Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни по рекомендациям z3 =18…20, принимаем z3 =20, число зубьев колеса:

4) Окружной модуль на внешнем торце

5) Среднее конусное расстояние

6) Средний делительный диаметр делительного конуса колеса

7)Окружной модуль в среднем сечении

8) Средний диаметр делительного конуса шестерни

9) Определяем силы в зацеплении

5. Выбор муфты

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и проверяют по величине расчетного крутящего момента. При этом должно соблюдаться условие:

Тр =К∙ Тном ≤ [Т ],

где Тном — крутящий момент на валу, Нм;

К — коэффициент динамичности. К = 1,2;

[Т] — предельное значение момента муфты, Нм.

Тр = 1,2 ∙300,07 = 360,084 Нм ≤ 400 Нм

Выбираем муфту кулачково-дисковую ГОСТ 20720-81



[Т] = 400 Нм, d = 40 мм.

6. Расчет тихоходного вала одноступенчатого

конического редуктора К-200

Основными критериями работоспособности валов являются прочность, жёсткость и виброустойчивость. Для валов приводов основным является расчет на прочность.

Будем рассматривать вал, как балку, шарнирно закрепленную на двух опорах. Основными расчетными нагрузками являются крутящие и изгибающие моменты.

1) Определение основных параметров.

Диаметр шеек вала определяем по редуктору К-200.

2) Составляем расчетную схему вала. Расстояние между опорами вала «а» определяем приближенно:

3) Определим основные нагрузки.

Приведем силы Ft, FR, FА к точке на оси вала. При этом возникают пары сил

,

где

2) Определение запаса прочности в опасных сечениях.

3) Проверочный расчет вала на сопротивление усталости.

Определим усталостный запас

Коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба

где σ-1 — предел выносливости материала по направлениям изгиба.

σа = ∑М ∕ W; Ψσ ∙ σm — стремится к 0 в опасном сечении.

Коэффициент запаса прочности по напряжениям кручения

Для изготовления вала (по табл. 5.5) выбираем сталь 45, термообработка- объемная закалка, предел прочности σb = 550 МПа.

Предел выносливости: σ-1 = 0,43∙ 550 = 236,5 МПа

τ-1 = 0,58 ∙ σ-1 =0,58 ∙ 236,5 = 137,17 МПа.

Амплитуды переменных составляющих циклов напряжений

— для сплошного сечения вала;

Постоянные составляющие циклов напряжений.

σm = 0; τa = τm = 4,8 МПа; Kd =0,685;

KF =1,0 – для шлифовальной поверхности ; Kσ=1,85; Kτ=1,4.

Коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений. Для сталей:

Ψσ=0,02+2∙0,0001∙ σв = 0,02+2∙0,0001∙550=0,13;

Ψτ=0,5∙ Ψσ=0,5∙0,13=0,065.

Определяем запасы прочности:

Условие прочности выполняется.

7. Расчет шпоночных соединений

Подберём призматическую шпонку, крепящую зубчатое колесо на валу.

Исходные данные: Т= 300,07 Нм; диаметр вала d = 55 мм, длина шпонки

1) Длину ступицы колеса принимаем



Страницы: 1 | 2 | Весь текст


Предыдущий:

Следующий: