|
|
1 Кинематический расчет прибора 1 Подбор электродвигателя
2. Расчет открытой плоскоременной передачи
Рис.1 Схема плоскоременной передачи
Определим вращающий момент на входном валу ременной передачи:
 = = 6,32 кВт;
 ;
 = 62,39 Н*м
Вычислим диаметр ведущего шкива. По найденному значению подбираем диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73:
 237,9 мм = 250 мм
Вычислим диаметр ведомого шкива. По найденному значению подбираем диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73:
| |
|
 =  * (1- ) = 250*3,79(1-0,01) 938,025 мм = 950 мм (для пере-
дач с регулируемым натяжение ремня  = 0,01) Уточняем передаточное отношение:
Вычислим погрешность определения передаточного отношения:
 *100% = 0,26% 3%
Рассчитаем межосевое расстояние передачи:
 = 2( + ) = 2(250+950) = 2400 мм
Вычислим угол обхвата малого шкива:
 = 180 -  = 162,5
Рассчитаем длину ремня (без учета припуска на соединение концов):
 = 4800 + 1884 + 51 = 6735 мм
Рассчитаем расчетную скорость ремня (где в метрах):
 12,66 м/с
Вычислим окружную силу, действующую в ременной передаче:
 = 499,2 Н
Из табл.7.1 [1,с.119] выбираем ремень Б800 (резинотканевый) с числом прокладок z = 4,  = 1,5 мм,  = 3 Н/мм. Проверяем выполнение условия ( – толщина ремня):  0,025 :
 =  * z = 1,5*4 = 6 мм;
0,025*250 = 6,25 мм; 0,025 = 6  6,25 мм (условие выполне-
но).
Рассчитаем ширину ремня (где – допускаемая рабочая нагрузка на
1 мм ширины прокладки;  – наибольшая допускаемая нагрузка на 1 мм ши-
| |
|
рины прокладки; – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива;  - коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня;  - коэффициент, учитывающий влияние режима работы; - коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи):
 ;
 = 1,04 – 0,0004 = 1,04 – 0,0004* = 0,9759;
 = 1,0 (выбираем по табл. 7.4);
 = 1 (так как  60 );
 = * * * = 3*0,9475*0,9759*1,0*1 = 2,774 Н/мм;
 = 44,99 мм 45 мм  45 мм (по табл.7.1[1,с.119]
принимаем  = 50 мм (по ГОСТ 23831-79)).
По табл. 7.6 [1,с.129] выбираем ширину обода B шкива в зависимости от ширины ремня b (по ГОСТ 17383-73): при = 50 мм B = 63 мм.
Рассчитаем предварительное натяжение ремня ( – напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение его  = 1,8 МПа):
 =  * * = 1,8*50*6 = 540 Н
Рассчитаем силу натяжения ведущей ветви:  =  + 0,5 = 540 + 0,5*499,2 = 789,6 Н
Рассчитаем силу натяжения ведомой ветви:
 = - 0,5 = 540 - 0,5*499,2 = 290,4 Н
Рассчитаем напряжение от растяжения ремня:
 = 2,63 МПа
Рассчитаем напряжение от изгиба ремня (для кожаных и резинотканевых ремней = 100 200 МПа):
 = 2,4 МПа
Рассчитаем напряжение от центробежной силы (где – плотность ремня  = 1100 кг/ :
| |
|
 =  * = 1100* * = 0,176 МПа
Рассчитаем максимальное напряжение в сечении ремня:
 =  +  +  = 2,63 + 2,4 + 0,176 = 5,2 МПа
Условие = 7 МПа (для резинотканевых и кожаных ремней) выполнено.
Проверка долговечности ремня (где в метрах):
число пробегов : ᵪ  = 1,88  ;
 0,5 = 1,5 - 0,5 = 1,84 (где  – коэффициент, учиты-
вающий влияние передаточного отношения );
 = 1 при постоянной нагрузке
Рассчитаем долговечность ремня:
 = 14658,3 ч
Рассчитаем нагрузку на валы передачи:
 = 1601,1 Н (при периодическом ре-
гулировании).
| |
|
Расчёт закрытой зубчатой передачи
Рис. 2 Схема закрытой зубчатой передачи
3.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
n1 = n(шест.) = 255,41 об/мин; n2 = n(колеса) = 71,95 об/мин;
Lг=10 лет - срок службы передачи; С=1 - количество смен; tc=8 ч - продолжительность смены.
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов пе-
редачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками
(табл. 3.3) [1,с. 34-35]: - для шестерни:
сталь 40X
термическая обработка: улучшение твердость: HB 270.
- для колеса:
| |
|
сталь 40X
термическая обработка: улучшение твердость: HB 260.
Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для колеса и ше-
стерни:
По таблице 3.2 [1,с.34] имеем для сталей с твердостью поверхностей
зубьев менее HB 350:
H lim b = 2 · HB + 70:
H lim b (шестерня) = 2 · 270 + 70 = 610 МПа;
H lim b (колесо) = 2 · 260 + 70 = 590 МПа;
[SH] - коэффициент безопасности, [SH] = (для колес из нор-
мализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке); KHL - коэффициент долговечности:
KHL =  ,
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей при HB=  МПа : NH0 = циклов [2,с.51,табл.3.3]; NH - эквивалентное число циклов перемены напряжений:
NH = 60 · n · c · t:
NH(шест.) = 60 · n1 · c · t= 60·255,41·1·29200 = 447,4 циклов;
NH(кол.) = 60 · n2 · c · t= 60·71,95·1·29200 = 126 циклов
Здесь :
n - частота вращения, об./мин.; n1 = n(шест.) = 255,41 об/мин; n2 = n(колеса) = 71,95 об/мин;
c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы ч.:
| |
|
t = 365 · Lг · C · tc = 365 · 10 · 1 · 8 = 29200 ч. - работа непрерывная.
Lг=10 лет - срок службы передачи;
С=1 - количество смен;
tc=8 ч - продолжительность смены.
Число циклов нагружения каждого колеса больше базового, то при-
нимаем КHL = 1.
Допускаемые контактные напряжения:
для шестерни [ H1 ]  МПа;
для колеса [ H2 ] =  МПа.
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается мини-
мальное допускаемое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ H ] = [ H2 ] = 513 МПа.
| |
| |
|
|
Скачать 3.17 Mb.