- •Введение
- •1. Описание работы привода
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
- •3. Расчет передач привода
- •3.1. Расчет клиноременной передачи
- •3.1.1. Проектный расчет клиноременной передачи.
- •3.2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
- •3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
- •3.2.2. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи
- •3.2.3. Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям
- •3.2.4. Проверочный расчет зубьев по усталостным напряжениям изгиба
- •3.2.5. Параметры зубчатых колес.
- •3.2.5. Силы в зацеплении конических колес.
- •3.1. Расчет упругой втулочно-пальцевой муфты.
- •4. Предварительные расчеты и эскизная разработка основных элементов корпуса
- •4.1. Ориентировочный расчет валов.
- •4.2. Предварительный выбор подшипников.
- •Определение типа подшипника
- •5. Проверочные расчеты
- •5.1. Проверочный расчет валов
- •5.2. Проверочный расчет валов на усталостную прочность.
- •5.3. Проверочный расчет подшипников на долговечность.
- •5.4. Проверочный расчет шпонок.
- •6.Эскизная компоновка редуктора.
- •6.1. Расчет и конструирование основных элементов редуктора
- •7. Смазка редуктора
- •8. Выбор и обоснование посадок
- •9. Сборка редуктора
- •Заключение
3. Расчет передач привода
3.1. Расчет клиноременной передачи
Клиноременная передача используются для изменения угловой скорости приводного вала, и обычно занимает место между электродвигателем и редуктором.
3.1.1. Проектный расчет клиноременной передачи.
Диаметр ведущего шкива D1 определяют в зависимости от крутящего момента на ведущем шкиве. Принимаем стандартный диаметр шкива D1 = 125 мм.
Диаметр ведомого шкива D2 будет равен:
, (3.1)
где ξ – коэффициент скольжения ремня ξ = (0,01–0,02).
D2 = 125·2,88·(1–0,015) = 354,6 мм.
Принимаем стандартный диаметр шкива D2 = 355 мм.
Уточняем передаточное число передачи:
, (3.2)
2,883
При этом должно выполняться условие:
. (3.3)
Условие выполняется.
Находим скорость ремня V (м/с) по формуле:
. (3.4)
м/с.
Определяем минимальное межосевое расстояние по формуле:
. (3.5)
где h – высота ремня, h = 10,5 мм.
amin = 0,55(125+355) + 10,5 = 274,5 мм.
Определяем максимальное межосевое расстояние по формуле:
, (3.6)
мм.
Принимаем предварительное межосевое расстояние апр = 400 мм, (рис.7.1).
Рис. 3.1. Геометрические и силовые параметры ременной передачи
Определяют требуемую длину ремня L, мм по формуле:
, (3.7)
мм.
Полученное значение округляем до стандартного и принимаем длину ремня L = 1600 мм.
Уточняем межосевое расстояние по формуле:
(3.8)
где:;
.
мм
Проверяем угол охвата меньшего (ведущего) шкива ремнем α1 по формуле:
, (3.9)
где [α] – минимальный допускаемый угол обхвата. Для клиноременных передач [α]=1200.
.
Определяем требуемое число ремней для передачи заданной мощности по формуле:
, (3.10)
где [Р] – допускаемая мощность на один ремень при заданных условиях работы, определяемая по формуле
, (3.11)
Р0 – значение мощности, передаваемое в стандартных условиях одним ремнем, Р0 = 1,39 кВт;
Кα – коэффициент учитывающий влияние угла обхвата определяемый по формуле:
; (3.12)
;
Кр – коэффициент, учитывающий влияние режима работы, Кр = 0,9.
[Р] = 1,39·0,913·0,9 = 1,14 кВт.
Принимаем Z = 6 шт.
Проверяем долговечность ремней по числу пробегов ремня в секунду по формуле:
, (3.13)
где [U] – допускаемое число пробегов ремня. Для клиновых ремней [U] = 10 сек-1.
.
Условие выполняется.
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня по формуле:
, (3.14)
где q – масса 1 м длины ремня, q = 0,18 кг .
Н
Определяем силу действующую на валы по формуле:
. (3.15)
Н.
3.2. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
Исходными данными для расчета конической закрытой прямозубой передачи являются крутящий момент на ведущем валу T= 185,98 Н·м, угловая скорость ведущего вала ω = 32с–1, передаточное отношение передачиU= 2,3.
3.2.1. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Для шестерни выбираем материал Сталь 40Х, термообработка: объемная закалка, твердость 47HRC, σт = 1200 МПа, σвр = 1700 МПа
Для колеса выбираем материал Сталь 40Х, термообработка: улучшение, твердость 350 HB, σт = 800 МПа, σвр = 1200 МПа
Допускаемое контактное напряжение, МПа:
(3.16)
где: Hlim1(2)– предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа.
Hlim1= 17∙HRC+ 200 = 17∙47 + 200 =999МПа
Hlim2= 2∙HB+ 70 = 2∙350 + 70 = 770 МПа.
где Zn1(2)– коэффициент долговечности, определяем по формуле:
. (3.17)
где NHlim1(2)– базовое число циклов соответствующее пределу выносливости рис. 4.1.3. /1/,NHlim1= 70∙106, NHlim2= 40∙106;
NHE1(2)– эквивалентное число циклов, определяем по формуле:
(3.18)
где Lh – продолжительность работы, Lh = 20000 час;
с– число зацеплений за 1 оборот колеса,с= 1;
kHE– коэффициент учитывающий изменение нагрузки,kHE= 1.
NHE1= 60∙305,58∙20000∙1∙1 = 366∙106;
NHE2= 60∙132,7∙20000∙1∙1 = 159∙106.
Так как NHE1>NHlim1иNHE2>NHlim2принимаемZn1(2)=Zn1(2)= 1.
SH – коэффициент безопасности, для однородной структуры материала SH1 = = SH2 = 1,1.
МПа;
МПа.
Допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе, определяется по формуле:
; (3.19)
где Flim1(2)– предел выносливости зубьев при изгибе,Flim1= 520 МПа,Flim2= = 1,75∙HB= 1,75∙350 = 612,5 МПа.
YN1(2)– коэффициент долговечности, определяем по формуле:
. (3.20)
где NFlim– базовое число циклов соответствующее пределу выносливости,NHlim1= = 4∙106;
NFE1(2)– эквивалентное число циклов,NFE1=NHE1 = 366∙106,NFE2=NHE2 = = 159∙106.
Так как NFE1>NFlim1иNFE2>NFlim2принимаемYN1=ZN2= 1.
YA– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,YA= 1;
МПа,
МПа.