- •Курсовая работа
- •1. Кинематический расчет коробки скоростей
- •1.1 Построение расчетного ряда частот вращения
- •1.2 Построение структурной сетки и графика чисел оборотов
- •1.3 Расчет чисел зубьев колёс
- •1.4 Расчет действительных частот вращения и
- •2. Определение мощности привода
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Определение мощностей на валах
- •2.3. Определение передаваемых крутящих моментов на валах
- •3. Ориентировочный расчет валов
- •4. Выбор подшипников
- •5. Расчет зубчатых передач
- •5.1. Построение графика нагрузки и определение эквивалентного числа циклов нагружения
- •5.2. Выбор материала зубчатых колес и определение допустимых напряжений
- •5.3. Определение межосевых расстояний
- •5.4. Определение ширины зубчатых венцов
- •5.5. Определение степени точности колес
- •5.6. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным и изгибным напряжениям
- •5.7. Расчет клиноременной передачи
- •6. Расчет подшипников тихоходного вала на долговечность
- •6.1. Определение реакций опор
- •6.2. Расчет долговечности подшипников
- •7. Определение коэффициентов запаса в опасном сечении вала
- •8. Расчет вала на жесткость
- •9. Определение угла наклона вала.
- •10. Выбор шпоночных и шлицевых соединений
- •10.1. Выбор шпонок
- •10.2. Выбор шлицевых соединений
- •11. Схема управления коробкой скоростей
- •12. Система смазки привода
- •13. Выбор посадок
5.5. Определение степени точности колес
Степень точности зависит от окружной скорости:
которую вычисляем для зубчатых колес, имеющих наибольшую скорость.
Принимаем для зубчатых колес z2,z4и блока зубчатых колесz1,z3– 8 степень точности [4, с.573].
Принимаем для зубчатых колес z19,z20– 8 степень точности.
Принимаем для зубчатых колес z12,z14и блока зубчатых колесz11,z13– 8 степень точности.
Принимаем для зубчатых колес z16,z18и блока зубчатых колесz15,z17– 8 степень точности.
Принимаем для зубчатых колес z6,z8,z10 и блока зубчатых колесz5,z7,z9 – 8 степень точности.
Коэффициент концентрации нагрузки, приближенно отражающий влияние на прочность зубьев неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, происходящий за счет деформации валов, принимаем [4, табл.3.15]:
где φ=0,6 [4, с.109]; θ=1,3.
Тогда
Коэффициент динамичности принимаем – кδ=1,3 [4, табл.3.12].
Уточненное значение коэффициента нагрузки:
к=ккц*кδ=1,12*1,3=1,456.
5.6. Проверка зубьев колес на выносливость по контактным и изгибным напряжениям
В связи с тем, что уточненное значение коэффициента нагрузки отличается от ранее принятого значения в меньшую сторону, то рабочие напряжения оказываются меньше допускаемых. Следовательно, проверку на выносливость по контактным напряжениям проводить не нужно, т.к. условие прочности выполнено.
Проверка зубьев шестерен и колес на выносливость по напряжениям изгиба проводится по уравнению [4, с.95]:
где [σ-1]uш=1778 кг/см2; [σ-1]uк=1209 кг/см2.
Коэффициенты формы зуба y1принимаем по [4, табл.3.7]
Для сравнительной оценки изгибной прочности зубьев шестерен и колес вычисляем произведение [σ-1]u*y. Результаты расчета сводим в таблицу 5.2.
Из сопоставления произведений [σ-1]u*yи других величин, входящих в уравнение прочности, видно, что необходимо проверить изгибную прочность колес и шестерен 10 пар зацеплений (проверку производим того колеса пары, для которого произведение [σ-1]u*yокажется меньшим).
Условие изгибной прочности выполняется.
Таблица 5.2.
Таблица результатов вычислений
Число зубьев |
y |
[σ-1]u*y |
Z1=17 |
0,348 |
479,34 |
Z2=43 |
0,452 |
369,05 |
Z3=20 |
0,371 |
515,57 |
Z4=40 |
0,446 |
428,87 |
Z5=32 |
0,426 |
531,1 |
Z6=20 |
0,371 |
609,84 |
Z7=26 |
0,404 |
452,33 |
Z8=26 |
0,404 |
452,33 |
Z9=20 |
0,371 |
426,88 |
Z10=32 |
0,426 |
371,77 |
Z11=22 |
0,384 |
362,98 |
Z12=44 |
0,452 |
308,38 |
Z13=29 |
0,417 |
460,23 |
Z14=37 |
0,442 |
434,19 |
Z15=22 |
0,384 |
375,85 |
Z16=44 |
0,452 |
319,31 |
Z17=37 |
0,442 |
481,28 |
Z18=29 |
0,417 |
510,13 |
Z19=20 |
0,371 |
321,1 |
Z20=50 |
0,458 |
260,1 |
5.7. Расчет клиноременной передачи
Рассчитаем клиноременную передачу, через которую движение передается от выбранного электродвигателя АИР160М8 на проектируемую коробку скоростей.
Определим передаточное число ременной передачи:
По [1, табл. 3.44] при передаваемой мощности от 5 до 15 кВт и скорости до 10 м/с принимаем сечение клиновых ремней Б.
Наименьший диаметр шкива D1minвыберем по [1, табл. 3.45],D1min=140 мм.
Размеры сечения ремня в соответствии с ГОСТ 1284.1–89: b0=17 мм,bр=14 мм,h=10,5 мм,F=1,38 см2.
Диаметр ведомого шкива, мм D2=u1D1min=1,14·140=159,6 мм
Ближайший по ГОСТ 20889 – 88 D2равен 160 мм.
Фактическое передаточное число: ; где- коэффициент упругого скольжения,.
Расхождение с требуемым передаточным отношением:
.
Скорость ремня, м/с
Предварительное межосевое расстояние, мм l0=1,5*D1=1,5·140=210 мм.
Расчетная длина ремня, мм
Проверяем условие:
условие выполняется
Ближайшая длина ремня по ГОСТ 1284.1 – 89 L=900 мм.
Уточненное межосевое расстояние, мм
Наименьшее допускаемое межцентровое расстояние, мм
Угол обхвата шкива
Условия ивыполняются.
Коэффициенты
принимаем равным 0,9.
Определяем число пробегов ремня
Нагрузка ремня
Число ремней
принимаем число ремней равное 6.
Условное обозначение ремня: Ремень В(Б)-900 ГОСТ 1284.1
По ГОСТ 20889 – 88 определяем размеры шкива:
где h0=5 мм,t=20 мм,H=16 мм,b1=12,5 мм,=340,r=0,5 мм.
; ;
;
Ширина шкива, мм
В=(z-1)*t+2*b1=(6-1)*20+2*12,5=125 мм.
Диаметр ступицы ведомого шкива
Длина ступицы ведомого шкива равна длине выходного участка вала электродвигателя lcт=110 мм.
Эскиз ведомого шкива клиноременной передачи приведен на рис. 5.2.
Рис. 5.2. Эскиз ведомого шкива.