Проектирование привода моечного барабана (мощность на валу смесителя - 2 кВт, срок службы привода - 3 года)

Страницы работы

35 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

перемешивает при мойке овощи, продвигает их к выходному концу барабана и сбрасывает на транспортер для выгрузки овощей в тару.

Разработка кинематических схем.

Схема №1.

                         

Схема №2.

                                   

Схема №3.

                                  


1. Кинематический расчет привода.

1.1 Зная синхронные скорости вращения двигателя nдвj, то определяем возможное передаточное отношение. Результаты расчета представлены в табл. 1:

1.2 Принимаем значение передаточного отношения  открытой передачи: iоп=2

1.3 Определяем возможное передаточное отношение редуктора. Результаты расчетов сведены в табл. 1:

                                                        Кинематический расчет привода.                                                               Табл. 1

Название параметра

Значение параметра

Синхронная частота вращения вала двигателя, nдв.,мин-1

750

1000

1500

3000

Возможное передаточное отношение привода, uпр.

8,72

11,63

17,44

34,89

Передаточное отношение открытой передачи, uот.

2

2

2

2

Передаточное отношение редуктора, uр.

4,36

5,815

8,72

17,44

1.4 Принимаем к исполнению вариант “2”. Для коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора наиболее рациональным оказывается передаточное отношение uр=8,72, которое обеспечивается электродвигателем  с синхронной частотой вращения nдв.=1500 мин-1 (табл. 1).

1.5 Определяем КПД привода, принимая значение КПД отдельных передач:

hобщ.= hмуфтhп3hтихhбыстрhоп =0,98·0,993×0,97·0,96·0,95=0,84

1.6 Находим расчетную мощность двигателя:

1.7 По справочнику подбираем двигатель серии А4 закрытого обдуваемого исполнения

4А100S4, имеющего при синхронной частоте вращения 1500 мин-1 следующие технические данные:           Pдв.=3 кВт                            nдв.=1425 мин-1.

1.8 Уточняем передаточное отношение привода:

1.9 Определяем передаточные числа ступеней редуктора:

Уточняем передаточные отношения по предпочтительному ряду: UБ =2,5, UТ =3,15

По полученным результатам находим Uоп=Uобщ.р /Uт Uб=2,12

1.11 Определяем частоту вращения и угловую скорость всех валов:

1.12 Определение крутящих моментов на валах:


2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

2.1. При проектировании редукторов общего машиностроения в условиях единичного или мелкосерийного производства, к габаритным размерам массе не предъявляются высокие требования, обычно принимают зубчатые колеса с твердостью НВ<350. Эти колеса хорошо прирабатываются, могут быть нарезаны после термообработки и изготавливаются сравнительно дешевых качественных углеродистых и легированных сталей (например, стали 40Х, 45Х, 35ХМ и др.). Указанную твердость активных поверхностей зубьев обычно обеспечивает объемная закалка с низким отпуском или улучшение – закалка с высоким отпуском.

2.2. Допускаемое контактное напряжение [sн] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

Выбор материала колес: берем Сталь 40ХН улучшенную

                 Быстроходная ступень:  НВ шестерни=260

                                                            НВ колеса=230

                 Тихоходной ступени: НВ шестерни=260

                                                      НВ колеса=230

SH =1,1 – коэффициент безопасности;

sнlimb – предел контактной выносливости, соответствует базовому числу циклов, при   НВ <350: sнlimb=2НВ+70 МПа

                 Быстроходная ступень: sнlimb шестерни=2HBш+70=2×260+70=590 Мпа

                                                           sнlimb колеса=2HBк+70=2×230+70=530 Мпа

                 Тихоходной ступени: sнlimb шестерни=2HBш+70=2×260+70=590 Мпа

                                                      sнlimb колеса=2HBк+70=2×230+70=530 Мпа

KНL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние сроко службы и нагрузки.

NHO – базовое число циклов (выбираем по графику в зависимости от твердости):

                 Быстроходная ступень: NHОш=17,5×106         NHОк=13×106

                 Тихоходной ступени:      NHOш=17,5×106          NHOк=13×106

NHЕ=60×с×ni×S [(Ti/T)3×ti]– эквивалентное число циклов, где

c=1 – число шестерен входящих в зацепление с колесом

ni – частота вращения при Тi

Ti – один из числа крутящих моментов который учитывается при расчете на выносливость из графика загруженности.

Т – максимальный момент

2.3. Определяем полное время работы редуктора:

t=365×24×L×Kг×Kс=365×24×3×0,1×0,4=1051,2 часа

2.4. По графику загрузки выбираем максимальный крутящий момент:

При постоянном режиме нагрузки: Nн=60 ·n ·c ·t

t = 1051,2 часа

при t1=10-4t

    Nн=60·n2·c·10-4t =60·672,89·1·10-4·1051,2=4269,29<5·10-4

Т.к. NHЕ<5·10-4, то Тп  - не учитывается, и максимальный крутящий момент за цикл будет

Т1=19,96 Нм      2.5. Рассчитываем эквивалентное число циклов:

2.6. Рассчитываем коэффициент долговечности:

2.7. Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

2.8. Для дальнейших расчетов принимаем:

 


3. Расчет допускаемых  напряжений изгиба.

3.1 Допускаемое напряжение при изгибе [sF] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

YR =1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

SF =1,75 – коэффициент безопасности;

KFС » 1 – коэффициент учитывающий характер приложенной нагрузки

s – предел выносливости зубьев при изгибе (при улучшении

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
762 Kb
Скачали:
0