Угловая скорость приводного вала это

Видео:Урок 44. Вращение твердого тела. Линейная и угловая скорость. Период и частота вращения.Скачать

Определение частоты вращения приводного вала и передаточного числа привода

Частота вращения приводного вала (мин -1 ) конвейера определяется по [1, (8.15)]:

где υ – скорость тягового органа, м/с;

D₀ – диаметр делительной окружности приводной звездочки, м;

z– число зубьев приводной звездочки;

t = 0,2 м – шаг тяговой цепи по [1, табл.(8.6)];

Передаточное число привода:

u = n/ n_п.в, где n – частота вращения вала двигателя, мин -1 ;

Выбор типа редуктора

Расчетная мощность на быстроходном валу редуктора по [1,(1.101)]:

где Кр – коэф., учитывающий условия работы редуктора; по [1,табл.(1.33)]: Кр = 1,0;

Р – наибольшая мощность, передаваемая редуктором при нормально протекающем процессе работы механизма;

Из [1, табл. (3.4.13)] по передаточному числу привода и расчетной мощности на быстроходном валу редуктора выбираем редуктор типоразмера Ц2 — 250 с передаточным числом 35,5, имеющем при частоте вращения

750 об/мин мощность Р = 6 кВт. КПД редуктора η = 0,91.

Редуктор Ц2 – 250 – IV – 111Ц.

Прочностной расчет

Расчет пластины конвейера на прогиб.

S_p

Определяем прогиб в вертикальной плоскости от силы тяжести транспортируемого груза.

Где Е – модуль Юнга (Е = 2·10 5 МПа)

F_m – сила тяжести груза, равная

b = 0,4 м – длина одной пластины;

h = 1,4 м – ширина одной пластины.

Y₁ = (3049·1,32 2 ·1,32 2 )/(3·2·10 5 ·0,091·1,4) = 0,01 м.

Определим прогиб в горизонтальной плоскости от силы S_p:

l_p – расстояние между опорами, м.

S_p = 5(142 + 222)·9,81·1,32 = 23567,5 H

Y₂ = (23567,5·0,7 2 ·0,7 2 )(3·2·10 5 ·0,091·1,4) = 0,074 м

Суммарный прогиб составит:

Y = (0,01 2 + 0,074 2 ) 1/2 = 0,075 м

Расчет приводного вала

Определяем вращающий момент на приводном валу конвейера.

Где Р — потребная мощность электродвигателя при общем КПД передаточных механизмов привода η = 0,75 и коэффициенте запаса К_з= 1

W_пр – угловая скорость приводного вала.

Где n_пр – частота вращения приводного вала, мин -1 (см. п. 2.3).

Диаметр выходного конца приводного вала определяем по эмпирической формуле:

Принимаю по ГОСТ 12080-66 диаметр приводного вала d_пр = 70 мм.

Диаметр вала под подшипник принимаю d_п = 80 мм.

Диаметр вала под ступицей звездочки принимаю d_зв = 85 мм.

Расчет шпоночных соединений

Проверка шпонок под звездочку

Вращающий момент на приводном валу:

Согласно [6; табл. 24.29] по диаметру вала выбираем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78 со следующими параметрами:

Рабочая длина шпонки находится из соотношения:

Проверяем шпонку под звездочкой на напряжение среза. Материал шпонки сталь 45 нормализованная.

Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице:

Читайте также: Опорный подшипник первичного вала fe2h 11 303

Так как на приводном валу находятся две шпонки, тогда:

Условие прочности соблюдается.

Расчет подшипников

По [5, табл. (24.16)] в качестве подшипников выбираем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные по ГОСТ 28428-90 средней серии.

Рассчитываем подшипники на динамическую грузоподъемность (подбор подшипников по динамической грузоподъемности предупреждает усталостное выкрашивание рабочих дорожек колец и тел качения при n > 1об/мин):

где L – количество оборотов, млн.;

P_E – эквивалентная нагрузка;

Р = 3 – для шариковых подшипников.

где L_H – ресурс работы, час;

n – количество оборотов в минуту.

Необходимо, чтобы подшипники изнашивались не менее чем за 3 года работы, следовательно:

где 365 – количество рабочих дней в году;

10, 5 – количество рабочих часов в смену;

L = 60·10·17250/10 6 = 10,35 млн. оборотов.

где V = 1 т.к. вращается внутреннее кольцо;

F_r = 5612 Н – наибольшая реакция в опорах

Если F_a / V·F_r 1/3 = Н = 16 кН

16 кН 6 /60·n) · (С_{r расч.}/Р_Е) Р = (10 6 /60·10) · (16/7,3) 3 = 17548,5 часов = 4,6 года

Lн _расч > L_H – требуемый ресурс долговечности подшипника обеспечен.

Список литературы

1. А.В. Кузьмин, Ф.Л. Марон, Справочник по расчетам механизмов подъемно-транспортных машин, Минск, «Вышэйшая школа», 1983г.

2. Р.Л. Зенков, И.И. Ивашков, Л.Н. Колобов, Машины непрерывного транспорта, М., «Машиностроение», 1987г.

3. А.О. Спиваковский, В.К. Дьячков, Транспортирующие машины, М., «Машиностроение», 1983г.

4. В.Г. Систер, А.Н. Мирный, Л.С. Скворцов, Н.Ф. Абрамов, Х.Н. Никогосов, Твердые бытовые отходы (сбор, транспорт и обезвреживание), справочник, М., «Академия коммунального хозяйства им. К.Д. Памфилова», 2001г.

5. Курс лекций по дисциплине «Сопротивление материалов», Скачков, 4-й семестр, 2003г.

6. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 2001г.

Дата добавления: 2019-07-15 ; просмотров: 625 ; Мы поможем в написании вашей работы!

Видео:Работа карданного вала. Work propeller shaft.Скачать

Определяем угловую скорость валов привода

2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода

w_ном = p*n_ном / 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)

n_ном-номинальная частота вращения двигателя

U_оп — передаточное число открытой передачи

w₁ — угловая скорость быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0

w₂ — угловая скорость тихоходного вала.

2.2.3 Определяем вращающий момент валов привода:

P_дв — мощность на валу двигателя

w_ном — номинальная угловая скорость

Т_дв — вращающий момент двигателя

_пк — КПД подшипников качения

Читайте также: Какое должно быть давление в компрессоре кондиционера

h_оп — КПД открытой передачи

Т₁ — вращающий момент быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи

h_зп — КПД закрытой передачи

h_пк — КПД подшипников качения

Т₂ — вращающий момент тихоходного вала

h_пс — КПД подшипников скольжения

2.2.4 Определяем частоту вращения валов привода:

n_ном — номинальная частота вращения двигателя

n₁ — частота вращения быстроходного вала

n_ном — номинальная частота вращения двигателя

U_оп — передаточное число открытой передачи

n₁ — частоту вращения быстроходного вала

U_зп — передаточное число закрытой передачи

n₂ — частота вращения тихоходного вала.

2.2.5 Составляем табличный ответ решения задачи:

Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка — улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

(HB)

(HB)

3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

w₁ и w₂ — угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с -1

L_n — рабочий ресурс двигателя, час

3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

N_{но2 =} 16,29*10 6 (млн. циклов)

N_но-число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

N_но — число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N — число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:

(Н/мм 2 )

(Н/мм 2 )

3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

(Н/мм 2 )

Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм 2 , т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

Где N_FO1, N_FO2 — число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10 6 циклов

N₁, N₂ — число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода

3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

(Н/мм 2 )

3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм 2 )

(Н/мм 2 )

3.1.9 Примем значения[у]_F1 и [у]_F2 на 25% меньше расчётного:

(Н/мм 2 )

(Н/мм 2 )

Принимаем _F = 191,966 (Н/мм 2 ), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.

3.12 Составляем табличный ответ расчета:

4. Расчет зубчатой передачи

4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:

(мм)

K_a — вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43

U_ЗП — передаточное число закрытой передачи, равное 5,0

Т₂ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

y_а — коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315

[s]_н — допускаемое контактное напряжение, H/мм 2

K_нb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1

Принимаем: (мм)

4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:

(мм)

a_w = 102(мм) — межосевое расстояние передачи

U_ЗП = 5,0 — передаточное число передачи

4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b₂ = ш_a* a_w = 0,315*102 = 32,13(мм) где

ш_a= 0,315 — коэффициент ширины венца колеса

a_w = 102(мм) — межосевое расстояние передачи

4.1.4 Определяем модуль зацепления:

(мм)

K_m— вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8

Т₂ — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(зубьев)

a_w — межосевое расстояние передачи, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

b_min — угол наклона зубьев

4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:

(зубьев)

4.1.9 Определяем число зубьев колеса:

(зубьев)

4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:

4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

(мм)

4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:

а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

Z₁ — число зубьев шестерни

б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

d₁ — делительный диаметр шестерни, мм

d₂ — делительный диаметр колеса, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

d₁ — делительный диаметр шестерни, мм

d₂ — делительный диаметр колеса, мм

m_n — нормальный модуль зацепления, мм

г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:

a_w — межосевое расстояние передачи, мм

y_а — коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315

• Свежие записи
  • Чем отличается двухтактный мотор от четырехтактного
  • Сколько масла заливать в редуктор мотоблока
  • Какие моторы бывают у стиральных машин
  • Какие валы отсутствуют в двухвальной кпп
  • Как снять стопорную шайбу с вала
  • Правообладателям
  • Политика конфиденциальности

  Механика © 2023
  Информация, опубликованная на сайте, носит исключительно ознакомительный характер

  
  

  источники:

  https://evakuatorinfo.ru/uglovaya-skorost-privodnogo-vala-eto

  📹 Видео

  Карданная передача, основы. Карданные шарниры не равных и равных угловых скоростей (ШРУСы)Скачать

  

  Всё об углах работы карданов (крестовина или ШРУС)Скачать

  

  угловая и линейная скоростьСкачать

  

  Угловая скорость и радианная мера углаСкачать

  

  Линейная и угловая скорости при равномерном движении по окружностиСкачать

  

  угловая СКОРОСТЬ формула угловое УСКОРЕНИЕ 9 классСкачать

  

  Люфт шруса в коробке.Скачать

  

  Угловая скорость. Вращение телаСкачать

  

  приводной валСкачать

  

  6.2 Кинематический расчет приводаСкачать

  

  КРИВОЛИНЕЙНОЕ ДВИЖЕНИЕ - Угловое Перемещение, Угловая Скорость, Центростремительное УскорениеСкачать

  

  Вращательное движение. 10 класс.Скачать

  

  Кинематический расчет привода ч 1Скачать

  

  Угловая скорость и угловое ускорениеСкачать

  

  Лекция 10. Угловая скорость и угловое ускорение │Физика с нуляСкачать

  

  Угловой редуктор с реверсомСкачать

  

  УГЛОВАЯ СКОРОСТЬ кинематика угловое ускорение 10 классСкачать

  

  Ременная передача. Урок №3Скачать