- •Курсовий проект
- •1.3. Визначення силових, геометричних і швидкісних параметрів гідравлічного устаткування крана
- •1.4. Розрахунок об'ємного гідроприводу механізмів автокрана
- •Розрахунок механізму підйому
- •Розрахунок механізму обертання платформи
- •Вибір насоса для гідромоторів механізмів підйому і обертання
- •2.2 Проектування приводу з одностуненевим конічним редуктором і відкритою ланцюговою передачею
- •2.2. Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень
- •2.3 Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі
- •Визначення геометричних розмірів шестерні і колеса
- •Розрахунок передачі на контактну втому і втому при згині
- •2.5. Розрахунок відкритої передачі
- •2.7 Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах. Побудова епюр згинаючих і крутних моментів
- •2.8 Розрахунок підшипників на довговічність
- •2.11 Вибір посадок основних деталей редуктора.
2.2 Проектування приводу з одностуненевим конічним редуктором і відкритою ланцюговою передачею
ЗАВДАННЯ НА ПРОЕКТУВАННЯ
Спроектувати одноступеневий конічний редуктор і відкриту ланцюгову передачу для технологічної виконавчої машини.
Привід
з конічним редуктором і відкритою
ланцюговою передачею: Д-
електродвигун;
М
- муфта;
ЗКП
- закрита конічна передача; ЛП
-ланцюгова передача.
ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ
2.1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
Розрахункова потужність двигуна
де - загальний ККД привода
де - ККД. конічної зубчастої передачі, = 0,97; -КД ланцюгової передачі, = 0,92;- ККД муфти.= 0,99;- ККД пари підшипників,= 0,99.
Тоді
У табл.А. 1 (додаток А) вибираємо за розрахунковою потужністю ектродвигун асинхронний короткозамкнутий типорозміру 4А80В4У3,закритий продувний номінальною потужністю - 1,5 кВт, синхронною частотою обертання nс = 1500 , коефіцієнтом ковзанняs = 5,8 %.
Дійсна частота обертання вала електродвигуна
=1500 (1-0,058) =1413 .
Кутова швидкість вала електродвигуна
Загальне передаточне число приводу
З другого боку загальне передаточне число приводу
де - передаточне число конічної передачі;- передаточне число ланцюгової передачі.
Призначаємо передаточне число одноступеневого конічного редуктора, з стандартного ряду = 1,25, а розрахункове передаточне число відкритої передачі визначаємо
Визначимо частоти обертання, кутові швидкості та крутні моменти на валах приводу.
Вал електродвигуна
=1413 .; =147,9 ;
Вхідний (швидкохідний) вал редуктора
=1413 .; =147,9 ;
Нм.
Вихідний (тихохідний) вал редуктора
Вихідний вал приводу
Результати обчислень заносимо у таблицю.
№ вала |
п , |
ω , |
Т, Нм |
дв |
1413 |
147,9 |
7,89 |
1 |
1413 |
147,9 |
7,81 |
2 |
1130,4 |
118,3 |
9,3 |
3 |
905,8 |
94,8 |
10,57 |
Таблиця
- Результати розрахунку приводу
2.2. Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень
Для виготовлення шестірні вибираємо відносно дешеву сталь 45 із термообробкою - поліпшення, колеса - сталь 40 із термообробкою- поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:
для шестірні - Н=240 НВ. , = 450 МПа. = 750 МПа;
для колеса - Н=210 НВ. =400 МПа.= 700 МПа.
У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою
де - границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань.
Базове число випробувань визначаємо за формулою:
Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості
Коефіцієнт довговічності обчислюємо за формулою :
для зубців шестерні
для зубців колеса
Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі.
Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4, а сумарне число циклів навантаженнязубців шестерні і колеса за формулою
де h - термін служби передачі в годинах; n - частота обертання шестeрні або колеса, в об/хв; i - число одночасних зубчастих зачеплень.
Тоді
Так як для шестірні і колеса , то беремо Коефіцієнт беремо рівним=0,95, при шорсткості поверхні зубців=(2,5...1,25).
Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
де - коефіцієнт запасу міцності,=1,1.
Подальший розрахунок ведемо, використовуючи менше із значень допустимих контактних напружень, тобто .
Граничне допустиме контактне напруження:
У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестірні і колеса за формулою:
де -границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань, при коефіцієнті асиметріїR=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7
Коефіцієнт довговічності
де -еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі
Так, як , то беремо
Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні= 1 (якщомкм)
Граничні допустимі напруження на згин:
для шестeрні
для колеса