- •Содержание
- •1. Разработка кинематической схемы привода
- •1.1 Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода с цилиндрическим редуктором (рис.1)
- •1.2 Условия эксплуатации
- •1.3 Срок службы приводного устройства
- •2. Выбор электродвигателя кинематический расчет привода
- •2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2.2 Определяем общее передаточное число привода по формуле:
- •3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
- •4. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
- •4.1 Определяем межосевое расстояние по формуле:
- •4.2 Определяем модуль зацепления
- •4.9 Пригодность заготовок колес.
- •4.10 Проверяем зубья колес по контактным напряжениям:
- •4.11 Проверяем зубья колес на напряжение изгиба
- •5. Расчет открытой поликлиноременной передачи
- •6. Эскизное проектирование валов редуктора
- •6.1 Нагрузки валов.
- •6.2 Выбор материала валов.
- •6.3 Выбор допускаемых напряжений на кручении [1]
- •6.4 Определяем геометрические параметры ступеней валов.
- •6.5 Предварительный выбор подшипников качения.
- •6.6 Разработка чертежа общего вида редуктора [1]
- •7. Расчетная схема валов редуктора
- •7.1 Определение реакций в опорах подшипников.
- •8. Проверочный расчет подшипников
- •8.1 Подбор подшипников для быстроходного вала.
- •8.2 Подбор подшипников для тихоходного вала.
- •8.3 Схема нагружения подшипников.
- •9. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •9.1 Согласно таблице 10.2 [1] рассчитываем конструктивные элементы зубчатого колеса:
- •9.2 Конструирование валов.
- •9.3 Выбор соединений.
- •9.4 Конструирование подшипниковых узлов.
- •9.5 Крышки подшипниковых узлов.
- •9.6 Уплотнительные устройства.
- •9.7 Конструирование корпуса редуктора.
- •9.8 Конструирование шкивов ременной передачи.
- •9.9 Смазывание. Смазочные устройства.
- •10. Расчет технического уровня редуктора
- •10.1 Определяем массу редуктора по формуле:
- •10.2 Определяем критерий технического уровня редуктора, по формуле:
- •11. Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок.
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
- •11.3 Проверочный расчет валов.
- •Список использованных источников
- •Курсовой проект по предмету детали машин
4.11 Проверяем зубья колес на напряжение изгиба
Для колеса:
σF2 = YF2 * Yβ * * КFα * KFβ * KFv (4.24)
Для шестерни:
σF1 = σF2 * (4.25)
где
КFα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КFα = 1;
KFβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, KFβ = 1;
YF1 и YF2 – коэффициент формы зуба шестерни и колеса по таблице 2.5 [3] принимаем для колеса YF1 = 3,62 при z2 = 170, и YF2 = 3,66 при z1 = 43;
Yβ – коэффициент учитывающий наклон зуба, для прямозубых колес Yβ = 1;
KFv – коэффициент динамической нагрузки, KFv = 1,4.
тогда
- по формуле 4.24 проверяем зубья колеса по напряжениям изгиба
σF2 = = 230,2 Н/мм2
- по формуле 4.25 проверяем зубья шестерни по напряжению изгиба
σF1 = = 227,7 Н/мм2
При проверочном расчете σF значительно меньше [σF], это допустимо.
5. Расчет открытой поликлиноременной передачи
5.1 Выбираем сечения ремня.
Определяем расчетный момент по быстроходному валу:
T1p = (5.1)
где
Кр – коэффициент режима работы, при работе в две смены Кр = 0,8.
T1p == 33,4 Н·м
При значении момента 33,4Н·м в соответствии с рекомендацией [2] принимаем ремень сечения Л.
5.2 Диаметр ведущего шкива определяем по формуле:
d1 = 3 (5.2)
d1 = 3 = 96,6 мм.
По таблице 7.14 [2] принимаем диаметр ведущего шкива d1 = 100 мм.
5.3 Определяем диаметр ведомого шкива по формуле
d2 = d1 * Up (1 - ε) (5.3)
где ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01…0,02, принимаем ε = 0,02,
d2 = 100 * 4,2 (1 – 0,02) = 411,6
По таблице 7.14 [2] принимаем диаметр ведомого шкива d2 = 400 мм.
5.4 Определяем фактическое передаточное число:
Uф = (5.4)
Uф = = 4,1
Проверяем его отклонения от заданного:
ΔU = * 100% ≤ 3% (5.5)
ΔU = * 100% = 2,38% ≤ 3%
Отклонения в пределах нормы.
5.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
а ≥ 0,55 (d1 + d2) +h(Н) (5.6)
где h(Н) – высота сечения поликлинового ремня, по таблице К31 [1] для поликлинового ремня сечения Л - Н = 9,5 мм.
тогда:
а ≥ 0,55 (100 + 400) + 9,5 = 284,5 мм.
5.6 Определяем расчетную длину ремня:
l = (5.7)
l = = 569 + 785 + 79 = 1433 мм
По таблице К31 [1] принимаем длину ремня L = 1400 мм.
5.7 Уточняем межосевое расстояние:
а = (5.8)
a= =
=0,125(1230+890)=285
5.8 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива
α1 = (5.8)
α1 =
5.9 Определяем скорость ремня по формуле
v =≤ [v] (5.9)
где [v] – допускаемая скорость для поликлиновых ремней [v] = 40 м/с
тогда
v = = 7,48 м/с < 40 м/с
5.10 Определяем частоту пробегов ремня по формуле
U = ≤ [U] (5.10)
где
[U] – допускаемая частота пробегов, [U] = 30 с-1
тогда
U = = 5,34 с-1 < 30 c-1
5.11 Определяем допускаемую мощность, передаваемую поликлиновым ремнем с десятью клиньями по формуле:
[Pn] = [Po] * Cp * Cα * Cl (5.11)
где
[Po] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями, выбираем из таблицы 5.5 [1] [Po] = 5 кВт;
Cp – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, при нагрузки с умеренными колебаниями и двухсменной работе принимаем по таблице 5.2 [1] Cp = 0,8;
Cα – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве для поликлиновых ремней при α= по таблице 5.2 [1] принимаем Cα = 0,83;
Cl – коэффициент влияния отношений расчетной длины ремня к базовой, при отношении lp/l0 = 0,9 для поликлиновых ремней по таблице 5.2 [1] принимаем Cl = 0,98.
тогда
[Pn] = 5 * 0,8 * 0,83 * 0,98 = 3,2 кВт.
5.12 Определяем число клиньев поликлинового ремня по формуле
z = (5.12)
где
Рном – номинальная мощность двигателя, Рном = 4 кВт;
[Pn] – допускаемая мощность передаваемая ремнями, [Pn] = 3,2 кВт
Z = = 11,4
По таблице К31 [1] принимаем число клиньев поликлинового ремня z = 12.
5. 13 Определяем силу предварительного напряжения поликлинового ремня по формуле:
F0 = (5.13)
F0 = = 670,8 Н
5.14 Определяем окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем по формуле:
= (5.14)
= = 534,7 Н
5.15 Определяем силы напряжений ведущего и ведомого ветвей поликлинового ремня
F1 = F0 + (5.15)
F2 = F0 - (5.16)
F1 = 670,8 + = 938,1 Н
F2 = 670,8 - = 403,4 Н
5.16 Определяем силу давления поликлиновым ремнем на вал по формуле:
Fоп = 2 * Fo * (5.17)
Fоп = = 1161,8 H
5.17 Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви
σmax = σ1 + + σv ≤ [σ]p (5.18)
где σ1 – напряжение растяжения в поликлиновом ремне определяется по формуле:
σ1 = (5.19)
где А- площадь поперечного сечения ремня, мм2
А = 0,5b(2Н - h) (5.20)
А = 0,5 * 57,6 (2 * 9,5 – 4,85) = 407,5 мм2
тогда
σ1 = = 1,6 + 0,66 = 2,26 Н/мм2
– напряжение изгиба в поликлиновом ремне. Определяется по формуле:
σи = (5.21)
где
Еи – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней. Еn=80…100 Н/мм2, принимаем Еn = 80 Н/мм2.
тогда
σи = 80 * = 7,6
– напряжение от центробежных сил. Определяется по формуле:
σv = (5.22)
где ρ – плотность материала ремня, для поликлиновых ремней ρ = 1250…1400 кг/мм2, принимаем ρ = 1250 кг/мм2.
тогда
σv = 1250 * 7,482 * 10-6 = 0,07 Н/мм2
[σ]p – допускаемое напряжение растяжения, для поликлиновых ремней [σ]p=10 Н/мм2.
Тогда по формуле 5.18 проверяем прочность ремня:
σmax = 2,26 + 7,6 + 0,07 = 9,93 Н/мм2 < 10Н/мм2
Условия прочности выполняются.