Проектирование привода к лесотаске. Аманбай Б ММГ-18-2Р ОКДМ. П роектирование привода
 Скачать 0.58 Mb.
|
|
1 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя Определяем требуемую мощность рабочей машиныРрм, кВт, Ррм=F×v (1) Ррм= F×v= 6,2×0,55= 3,4кВт 1.2 Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода ŋз = ŋзп ŋоп ŋм2 ŋпк ŋпс = 0,96×0,90×0,982×0,99×0,98=0,8 . Определяем требуемую мощность двигателя Рдв, кВт Рдв= Ррм / ŋ (2) Рдв= 3,4/0,8=4,2 кВт 1.3 Определяем номинальную мощность двигателя Рном, кВт Рном ≥ Рдв находим из табл.2.1 Рном=4кВт 1.4 Выбираем тип двигателя (табл. К9). По табл. П1 приложения по требуемой мощности Ртр = 5,5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А134М4 nном= 1000 об/мин 1.4 Определение передаточного числа привода и его ступеней u= nном /nрм=uзп uоп (3) u= nном /nрм=1000/36=27,7 1.5 Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм, об/мин nрм=60×1000×v/z =60×1000×0,60/10×100=36 об/мин 1.6 Определяем передаточные числа ступеней привода a) uоп=u1/uзп =66,7/4=16,6 uзп=const=4 б) uоп=u2/uзп=27,7/4=9,9 в) uоп=u3/uзп=16,67/4=3.55 1.7 Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δnрм, об/мин Δnрм =nрмδ/100=36×6/100=2,16 об/мин δ-допускаемое отклонение скорости приводного вала рабочей машины,% 1.8 Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин [nрм]= nрм±Δnрм [nрм]=36+2,7=38,7 [nрм]=36-2,7=42,3 1.9Определяем фактическое передаточное число привода uф: uф= nном/[nрм]=1000/36=27,7 1.10 Уточняем передаточные числа закрытой и открытой передач uоп= uф/uзп= 27,7/4=6,9 выбрать uзп=3.55 uоп=7 1.11 Определение силовых и кинематических параметров привода Таблица 1.1
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ 2.1. Расчет допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес Назначаем материал колес, вид термической обработки и твердость зубьев в зависимости от типа производства и требований к габаритам, массе и стоимости передачи. При увеличении твердости возрастают допускаемые контактные напряжения. Исходные данные: тип производства – мелкосерийное; срок службы -  ;  , передаточное число  ; тип нагрузки нереверсивный; характер работы – умеренные толчки.Для изготовления колес принимаем сталь 40Х как наиболее распространенную в общем редукторостроении . Твердость зубьев принимаем для шестерни на 20-30 НВ больше, чем для колеса  ;  .Таблица 2.1 Марки материалов для передач
Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:  (4)где  – предел выносливости по контактным напряжениям; – коэффициент запаса (безопасности); – коэффициент долговечности, изменяется в пределах  Базовое число циклов  Эквивалентное число циклов нагружения  (5)где  – частота вращения колеса,  ;  – расчетный ресурс редуктора, ч; (6) относительная значение крутящего момента на  степени графика нагрузки; относительная продолжительность действия крутящего момента на степени графика нагрузки; срок службы, годы; годовой и суточные коэффициенты.Принимаем: для косозубой цилиндрической передачи при твердости одного или обоих колес менее 350НВ  (7)Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни  (8)σHlimB=2A1 + 70= 2×270+70= 610   так как  , то  .Коэффициент запаса (безопасности)  Тогда,;  Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса.  (9)   так как  , то  .Коэффициент запаса (безопасности)   Расчетное значение допускаемых контактных напряжений для колес с косыми зубьями  то не превышает предельного значения для цилиндрической передачи  Допускаемые контактные напряжения при перегрузке  Расчет допускаемых изгибных напряжений для зубчатых колес Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни Для всех сталей  Определяем допускаемые изгибные напряжения для шестерни  (10)  ;  ; (11) , так как передача нереверсивная. . (19)Так как  , то  Определяем допускаемые изгибные напряжения для колеса.  (12)  Так как  , то  Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке  3. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ Исходные данные: крутящий момент на колесе T2=302 Н, частота вращения колеса n2=187.5 передаточное число ; 3.1. Проектный расчет цилиндрической косозубой передачи 1.Межосевое расстояние (  ) , (13)где Кa – вспомогательный коэффициент, МПа1/3.Согласно ГОСТ 21354-87 для косозубых передач  МПа1/3. - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки.При проектных расчётах принимают  ; при симметричном расположении колёс принимают   - коэффициент ширины колеса, ГОСТ 2185-66Принимаем для колес после улучшения   Межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного по ГОСТ 2185-66 принимаем  =125мм;2. Назначаем нормальный модуль по соотношению  , имеем  . По ГОСТ 9563-80 принимаем  , т.к. для силовых передач  3. Задаваясь предварительным углом наклона зубьев  Определяем число зубьев шестерни.  Принимаем  . Число зубьев колеса 4.Уточняем передаточное число  отклонение от требу емого u 0,005 (допускается ± 4%) 5.Уточняем угол наклона зубьев  (14) Что находится в рекомендуемых пределах изменения угла  6.Определяем диаметры делительных окружностей колёс.   7. Проверка межосевого расстояния:  8. Определяем ширину зубчатых колёс.  Округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636-69  Ширину зубчатого венца шестерни назначаем на (5…8)мм больше, т.е. b1=b2+(5…8) (15) b1=40+5=45 Принимаем b1=45 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
