Реферат: Привод элеватора 2

🛑 👉🏻👉🏻👉🏻 ИНФОРМАЦИЯ ДОСТУПНА ЗДЕСЬ ЖМИТЕ 👈🏻👈🏻👈🏻

Московский Государственный Технический Университет
Руководитель проекта (Буланов Э.А.)
12. Приложение
1 Кинематический расчет
Подбор электродвигателя
Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель, для этого определяют его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
После вычисления мощности Pвых определяют необходимую мощность электродвигателя:
где Ft - окружная сила, Ft=2,25 кН; V – скорость ленты, V=2,4 м/с; hобщ – общий КПД кинематической цепи, вычисляется по формуле:
где hред – КПД редуктора, hмуф – КПД соединительной муфты, hцп– КПД цепной передачи,.
Рекомендуемые значения для КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
Для расчета принимаем средние значения: hред = 0,96, hмуф =0,98, hцп =0,93.
Далее определяют частоту вращения вала электродвигателя: ,
где uобщ=u1∙ u2∙… - общее передаточное число кинематических пар изделия, являющееся произведением передаточных чисел его составляющих.
Рекомендуемые значения передаточных чисел:
Для дальнейших расчетов принимаем средние значения: uк=4, uцп=2,2.
Для определения частоты вращения вала электродвигателя необходимо сначала вычислить по исходным данным частоту вращения приводного вала:
По таблице 24.8 выбирается электродвигатель АИР 132М6/960, параметры которого ближе всего к вычисленным выше. Его параметры: мощность PЭ=7,5 кВт, отношение максимального вращающего момента к номинальному Tmax/T= 2,2, асинхронная частота вращения 960 мин-1.
Определение силовых и кинематических параметров на валах

После выбора n определяют окончательное передаточное число привода uобщ:
где n – частота вращения электродвигателя, n=960 мин-1.
Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между типами и ступенями передач.
Передаточное число редуктора uред (uцп=2,2):
После определения передаточных чисел находят частоты вращения и вращающие моменты на валах передач. Частота вращения тихоходного вала редуктора, мин-1,
Частота вращения быстроходного вала:
Определяется вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм):
Вращающий момент на приводном валу:
Вращающий момент на тихоходном валу:
Определяется вращающий момент на быстроходном валу:
Результаты расчета приведены в Приложении.
В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Так как в данном случае производство редукторов крупносерийное, то желательно чтобы стоимость была минимальной. Увеличение твердости рабочей поверхности зубьев ведет, с одной стороны, к уменьшению габаритов редуктора, но с другой, к удорожанию процесса производства. Поскольку габариты редуктора не являются для нас определяющими, наиболее оптимальным является вариант 2, которому соответствует следующий режим термообработки: т.о. колеса – улучшение, получаем твердость HB 269…302, т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость – HRC 45…50. Материал, из которого изготавливаются колеса – сталь 40Х.
Еще один параметр, который можно принять во внимание, это соразмерность редуктора и электродвигателя. Принятый нами вариант также оптимально отвечает этому условию.
Основные причины выхода зубчатых колес из строя:
Выкрашивание поверхности зуба от переменных контактных напряжений.
Поскольку определяющими разрушающими факторами являются выкрашивание и излом, то расчет конической зубчатой передачи ведется по допустимым контактным напряжениям и по допускаемым напряжениям изгиба .
2.1 Диаметр внешней делительной окружности колеса

Диаметр внешней делительной окружности вычисляется по формуле:
Коэффициент θH вычисляется по формуле:
θH =1,13+0,13∙u =1,13+0,13∙3,57=1,59
- эквивалентный момент на колесе, где
При типовых режимах нагружения коэффициент принимают по таблице 2.4 [1]. В нашем случае =0,56.
N= 60·n3∙n∙tS - требуемый ресурс в циклах нагружения; n3 - число вхождений в зацепление, n3=1; n - частота вращения, n=268,9 мин-1; tS - ресурс передачи, tS=5000.
NHG = (HBср)3 - число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.
Коэффициент KHβ для колеса с круговыми зубьями принимают по следующим рекомендациям:
Коэффициент Х выбирают в зависимости от режима нагружения. Постоянный режим характерен для передач машин центральных силовых и насосных станций, тяжелый – для горных машин, средний равновероятный и средний нормальный – для транспортных машин, легкий и особо легкий – для универсальных металлорежущих станков.
Поскольку в задании задан режим нагружения III, принимаем Х=0,5.
Коэффициент принимают по таблице 2.3 [1] в зависимости от коэффициента , который определяется по формуле:
Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:
2.2 Конусное расстояние и ширина колес

По ряду нормальных линейных размеров принимаем b=30 мм.
На практике применяют следующий метод определения чисел зубьев и модуля колес:
определяют предварительное значение делительной окружности шестерни
Затем по графику, построенному для колес с круговыми зубьями (рис.2.9 [1]) находят число зубьев z1.
Т.о., z1=12. Минимальное число зубьев шестерни при u=3,57 и β=35° равно 8, следовательно, это условие удовлетворено.
. Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допустимой погрешности в 4%.
2.5 Окончательные значения размеров колес

Внешний диаметр шестерни с круговым зубом:
Внешний диаметр колеса с круговым зубом:
Коэффициент смещения xn принимают по таблице 2.10 [1]. Для передач, у которых z и u отличаются от указанных в таблице, коэффициенты принимают с округлением в большую сторону. Т.о., xn1=0,41, xn2=-0,41.
Окружная сила на среднем диаметре колеса
Коэффициенты и для угла β=35° определяют по формуле:
На колесе осевая сила , радиальная сила .
2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
Коэффициент выбирают по таблице 2.7 [1] в зависимости от окружной скорости колеса, которая высчитывается по формуле:
Таким образом, окружная скорость колеса равна . Из таблицы получаем, что .
Значения коэффициентов и принимают по таблице 2.8 [1] по эквивалентным числам зубьев:
Допускаемое напряжение изгиба для колеса:
Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:
Напряжение изгиба в зубьях шестерни:
2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент выбирают по таблице 2.9 [1] в зависимости от окружной скорости колеса . Из таблицы получаем, что .
Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:
Цепные передачи выходят из строя по следующим причинам (из [2]):
2. Усталостное разрушение пластин по проушинам.
3. Проворачивание валиков и втулок в платинах в местах запрессовки.
4. Выкрашивание и разрушение роликов.
5. Достижение предельного провисания холостой ветви.
В соответствии с перечисленными причинами выхода из строя можно сделать вывод, что срок службы передачи ограничивается долговечностью цепи (в большинстве случаев). Долговечность же цепи в первую очередь зависит от износостойкости шарниров.
Выбираем предварительное значение шага однорядной цепи:
Ближайшее значение шага и соответствующей ему площади находим из таблицы 13.1 [2].: P=25,4 мм, А=260 мм2, ВВН=15,88 мм – расстояние между внешними пластинами цепи.
Число зубьев малой (ведущей) звездочки:
Принимаем ближайшее большее, z1=25.
Число зубьев большой (ведомой) звездочки: .
Определим коэффициент эксплуатации , где коэффициент учитывает динамичность нагрузки (принимаем =1,25 – работа с небольшими толчками);
учитывает влияние длины цепи ( если а=(30…50)P (как в нашем случае), то =1);
учитывает наклон цепи (поскольку в нашем случае угол наклона - 45°, принимаем =1); учитывает влияние регулировки цепи (т.к. в нашем случае положение звездочек не регулируется, =1,25);
учитывает влияние характера смазывания (поскольку смазывание непостоянное, принимаем =1,5);
учитывает влияние режима работы передачи (работа односменная, =1);
учитывает влияние температуры окружающей среды (при -25°СРеферат: Привод элеватора 2
Реферат: Т.Гоббс Основные аспекты его филосовского учения. Скачать бесплатно и без регистрации
Курсовая работа по теме Абсорбер насадочный
Дипломная Работа Образование В Школе
Курсовая работа: Экономика Великобритании
Реферат: Давид Сасунский танковая колонна
Linking Words Для Эссе По Английскому
Эссе Ниу Вшэ
Контрольная работа по теме Основные команды операционной системы MS-DOS и работа с ними
Решение Уравнений 5 Класс Контрольная Работа
Дипломная работа: Договор строительного подряда в Российской Федерации
Курсовая Работа На Тему Учет Выпуска, Отгрузки И Реализации Готовой Продукции
Дипломная работа по теме Дидактическая игра как средство экологического воспитания детей дошкольного возраста
Пугачев И Народ В Капитанской Дочке Сочинение
Реферат: Рождаемость в России и ее динамика
Реферат по теме Cульфгемоглобин и сульфмиоглобин
Курсовая Работа На Тему Проект Программы По Улучшению Условий И Охране Труда В Хабаровском Крае
Фразы Для Эссе По Английскому
Курсовая работа по теме Иностранные инвестиции в России
Реферат: Проект создания предприятия по производству керамического кирпича
Спотлайт 4 Класс Контрольные Работы
Реферат: Особенности деятельности социального педагога по выбору и реализации социально-педагогической технологии
Курсовая работа: Фермерські господарства та перспективи їх розвитку в Україні
Сочинение: Военная тема в творчестве Василя Быкова и Бориса Васильева