СОДЕРЖАНИЕ
1 Введение
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
3 Определение мощностей и крутящих моментов на валах привода
4 Расчет передач
4.1 Расчет червячной передачи
4.1.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
4.1.2 Проектный расчет червячной передачи
4.1.3 Проверочный расчет червячной передачи
4.1.4 Определение сил в зацеплении
4.1.5 Определение размеров элементов колеса
4.2 Расчет открытой поликлиновой передачи
5 Предварительный расчет диаметров валов
5.1 Расчет ведущего вала
5.2 Расчет ведомого вала
6 Подбор и проверочный расчет муфты
7 Предварительный подбор подшипников
8.1 Компоновочная схема
8.2 Выбор способа смазывания передач и подшипников
8.3 Определение размеров корпусных деталей
8.4 Тепловой расчет редуктора
9 Расчет валов по эквивалентному моменту
9.1 Расчетные схемы валов
9.1.1 Расчетная схема ведущего вала
9.1.2 Расчетная схема ведомого вала
БНТУ 303352.051 ПЗ
ИзмЛист № докум ПодписьДата
Разраб.
Конов
Лит Лист Листов
Провер. Швец
Привод механический
Группа 306420
Н. контр.
Утверд.
9.2 Расчет валов по эквивалентному моменту
10 Подбор подшипников по динамической грузоподъмености
10.1 Расчет подшипников ведущего вала
10.2 Расчет подшипников ведомого вала
11 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
13 Расчет валов на выносливость
13.1 Расчет ведущего вала на выносливость
13.2 Расчет ведомого вала
14 Описание сборки редуктора
15 Регулировка подшипников и зацепления
16 Литература
Приложение
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
1 ВВЕДЕНИЕ
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
;
h =
0,99
=
0,758
.
Определим требуемую мощность электродвигателя:
Ртр = Р3/h
Выбираем предварительно передаточные числа ступеней привода реком.[ 1, с. 13]
Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
nтр=n3·uч·uрем,
Уточним передаточное число ременной передачи:
uрем =
Определим частоты вращения валов привода:
Определим угловые скорости вращения валов привода:
w3 = 3,14 ·
w3' = 3,14 ·
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Определим мощности на валах привода:
Р1 = Ртр =
3,82
кВт,
Р2 = Р1·hрем·hпк =
3,82
Определим вращающие моменты на валах привода:
Т =
;
=47,2
Нм;
2,90
=615,4Нм.
Т, Нм
1
3,82
150,2
25,4
2
3,56
75,4
47,2
3
2,96
45,0
4,7
628,0
3'
2,90
45,0
4,7
615,4
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
4 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ
4.1 Расчет червячной передачи
4.1.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Определим ориентировочное значение скорости скольжения зубьев:
Ö
vск = 4,5·10
n2·
·
-4
3
Допускаемые контактные напряжения по реком. [1, с. 54]:
Допускаемое напряжение изгиба:
[sF] = (0,25·sT + 0,08·sв)·YN,
где YN - коэффициент долговечности.
YN =
Число циклов перемены напряжений за весь срок службы:
NFE =60·n·c·Lh,
NFE2 =60 ·
45,0
10
;
6
Ö
YN 1 =
4,0
·
=
0,76
.
9
6
1,00
=
97,5
МПа.
4.1.2 Проектный расчет червячной передачи
Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 · uч =
2
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Межосевое расстояние:
2
aw =
,
где K - коэффициент нагрузки. По рекомендациям [1, с. 54] предварительно принимаем
.
К =1,1
Рисунок 4.1 - Эскиз червячной передачи
2
aw =
+1
Определяем модуль:
m =
=
6,29мм.
Коэффициент смещения:
Угол подъема винтовой линии:
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
диаметр начальной окружности:
dw1 = (q+ 2·x)·m= (
диаметр вершин зубьев:
da1 = d1 + 2·m =
78,75+2 ·6,3=91,35
мм;
диаметр впадин зубьев:
:
Скорость скольжения червяка:
v1 =
=3,0м/с.
º
диаметр впадин зубьев:
диаметр вершин зубьев:
наибольший диаметр колеса:
Принимаем dам2 =
220,0
мм;
Принимаем b2 =
68
мм.
Уточняем [sH]:
[sН] =
4.1.3 Проверочный расчет червячной передачи
Условие контактной прочности зубьев:
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
sH =
≤
[sH],
где коэффициент нагрузки KН равен:
КН = Кb · Kv =
sH =
=223,8МПа.
Недогрузка:
ds =
Так как допускается недогрузка до 10%, то контактная прочность зубьев обеспечена.
Условие прочности зубьев на изгиб:
sF =
≤
[sF],
WFt = Ft2·KF/b2,
;
Эквивалентное число зубьев червячного колеса:
zv =
=33,2.
По табл. 4.2.21 [1, с. 55] принимаем YF =
1,69
.
Ft2 = 2·T3/d2 = 2 ·
WFt =
6230,2
Н/мм
Расчетные напряжения изгиба:
=18,9МПа <
97,5МПа.
[s]F=
Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
4.1.4 Определение сил в зацеплении
Определим силы, действующие в зацеплении:
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
окружные:
Ft1 = 2·T2/d1 = 2 ·
Ft2 = 2·T3/d2 = 2 ·
628,0
осевые:
Fa1 = Ft2 =
6230,2
Н;
радиальные:
где a - угол профиля. a = 20°.
Рисунок 4.2 - Силы в червячном зацеплении
4.1.5 Определение размеров элементов колеса
Толщина ступицы:
Диаметр ступицы колеса
dст = dв + 2·qст =
Длина ступицы:
Принимаем Lст =
68
мм.
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Рисунок 8.1 - Червячное колесо.
Толщина обода по табл. 11.4.3 [1]:
Толщина диска:
Принимаем С =
20
мм.
Диаметр расположения отверстий в диске:
Принимаем Dотв =
120
мм.
Диаметр отверстий в диске:
Так как диаметр отверстий мал, то диск выполняем без отверстий.
4.2 Расчет открытой поликлиновой передачи
Расчетная передаваемая мощность:
Pp = P1·Ср,
.
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Диаметр ведомого шкива:
d2 = d1·uрем·(1-x),
где x-коэффициент проскальзывания. Принимаем x =
0,01
по реком. [1, с.18].
197,3
мм.
Рисунок 4.3 - Эскиз ременной передачи
Фактическое передаточное число:
=2,02
.
)
·
100=
1,4%
Минимальное межосевое расстояние передачи :
аmin = 0,55·(d1 + d2) + Нр,
аmax = 2·(d1 + d2),
Нр =
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Расчетная длина ремня:
2
Lр=2·а +
· (d1 + d2)
+
;
(
)
Lр=2 ·400+
·
100,0+200,0
+
=1277,3мм.
По табл. 2.2.6 и 2.3.1 [1, с. 18] принимаем длину ремня Lр =
1250
мм.
Уточняем межосевое расстояние:
2
а =
(
-
,
8·y )
Lр - w + Ö(Lр - w)
y = 0,25·(d2 - d1)
=0,25 · (200-
2500,0
.
2
Ö
а =
(1250-471,0
+
(1250-471,0
=386,3мм.
Угол обхвата ремнем меньшего шкива:
a1 = 180º - 57º(d2 - d1)/a = 180º - 57º(
200,0
100,0)/386
=165,2º.
-
Cкорость ремня:
v =
=7,5м/с;
Допускаемая мощность для 10 ребер:
[Р10] = ([P10]0·Ca·CL + ΔP1)∙Cp,
ΔP1 = 0,0001∙ΔТ1∙n1,
[Р10] = (
Число ребер ремня:
Принимаем z =
6
.
Нагрузка на валы:
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Fв = 2·F0·sin(a/2),
где F0 - предварительное натяжения ремня.
F0 = 0,5·Ft/f,
0,55
.
Fв = 2 ·
165,2°/2)=918,0
H.
Долговечность ремня:
8
H0 = N0ц·
· Ci·Cн,
smax = s1 + sи + sv,
s1 = Ft/A,
где А - площадь сечения ремня.
А = 0,5·b·(2·Hр - h),
b = t·z,
b =
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
smax =
·
36310ч.
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ
5.1 Расчет ведущего вала
Диаметр выходного конца вала рассчитываем по формуле:
Ö
T
3
dвых =
,
0,2·[tк]
где Т - вращающий момент на валу;
[tк] - допускаемое напряжение на кручение; принимают [tк] = 20…30 МПа ([1, с. 12]).
Для ведущего вала-червяка принимаем [tк] =
20
МПа.
3
dвых =
=
22,8
мм.
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп =
30
мм.
Остальные размеры вала определяются при конструировании.
Рисунок 5.1 - Ведущий вал-червяк
5.2 Расчет ведомого вала
МПа.
Ö
3
3
dвых =
=
50,1
мм.
Принимаем dвых =
55
мм (для стандартной зубчатой муфты - см. п. 6).
Диаметр вала под подшипниками принимаем dп =
60мм.
Диаметр вала под колесом принимаем dкол =
65мм.
Остальные размеры вала определяются при конструировании.
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Рисунок 5.2 - Ведомый вал
Лист
БНТУ 303352.051 ПЗ
Изм Лист № докум. Подп. Дата
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
