Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет клиноременной передачи. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Страницы работы

22 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Тольяттинский политехнический институт

Кафедра «Детали машин»

Курсовой проект 

по дисциплине 

Детали  машин

                                                                  Руководитель:

                                                                                                         Студент:      

Группа:            Т – 403

                               (оценка)                              ………«………»….…….2000 г.

Тольятти 2000 г.

Содержание вариант 6.5.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода                  3

2. Расчет клиноременной передачи                                                                                     6

3. Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора                                8

4. Предварительный расчет валов                                                                                     12

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора                                                   13

6. Определение реакций в подшипниках                                                                     14

7. Проверочный расчет подшипников                                                                           17

8. Проверочный расчет шпонок                                                                                          18

9. Уточненный расчет валов                                                                                                   19

10. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников                                                 23

1.  Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.

Расчет требуемой мощности двигателя. Р

                  Рдв ;

  1 2 3 34  0,950,970,970,993  0,87,

1  0,95 - КПД ременной передачи; 2  3  0,97 - КПД зубчатой косозубой передачи с цилиндрическими колесами; 4  0,99 - КПД подшипников качения. Тогда

Ррдв   5 кВт.

Расчет требуемой частоты вращения.

nрдв  nu ; u  u1 u2 u3  233 18, u1  2; u2  3; u3  3 - передаточные числа. Тогда nрдв 10218 1836 об/мин .

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 5,5 кВт; частоту вращения 3000 об/мин. Синхронная частота вращения двигателя равна 2880 об/мин. Модель электродвигателя: 100L2.

Определение  передаточных чисел.

nдв     2880 Фактическое передаточное число привода: uф         28.

                                                                                                                       n        102

Передаточные числа редуктора: 

                           uф                                                                                     28uред                                                                                      14

uред   14; uт(3)  0,95 uред  0,95 14  3,55; uб(2)    3,9; поu1 2u т 3,55

лученные значения округляем до стандартных: uт(3)  3,55; uб(2)  4,0 .

Расчет частот вращения.

                                                                                                                 n       2880

                                                n1  nдвиг  2880 об/мин ; n2      1           1440 об/мин ;

                                                                                                                 u1              2

n2 1440 360 об/мин ; n4  n3  360 100 об/мин ; n3   

                                                     u2            4,0                                      u3         3,55

                                                                       n1           300 c1 ; 2  1  300 150 c1;

                                                            1        

                                                                        30                              u1            2

                                                                    2        150           38 c1 ; 4  3 11c1.

3       u2         4,0       u3

Расчет крутящих моментов.

                                    р      4300                                      Т4                                   430            126 Нм;

                       Т4                  430 Нм ; Т3                                        

                                  4            10                                  u3 3 4       3,550,970,99

                               Т3                                  126              33 Нм; Т1        Т2                     33 18 Нм .

            Т2                                       

                       u2 2 4        4,00,970,99                            u1 1 4       20,950,99

I

II

III

Т1, Нм

18

33

126

Т2, Нм

33

126

430

n1, об/мин

2880

1440

360

n2, об/мин

1440

360

100

1, с1

300

150

38

2 , с1

150

38

11

u

2

4,0

3,55

2.  Расчет клиноременной передачи.

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала: n1              3,142880            301,6 рад/с;

                                                                     1                        

                                                                                30            30

N 5000 М1   16,6 Нм.

                                                                                 1        301,6

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр Dmin  90 мм . ПринимаемD1  100 мм .

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

n1 2880 2. i    n2 1440

Находим диаметр D2 ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,02:

D2  iD11 210010,02196 мм .

Ближайшее стандартное значение D2  200 мм . Уточняем передаточное отношение i с учетом ε:

D2 200 2,04 . i   

                                                                           D11 10010,02

Пересчитываем:

n1 2880 1412 . n2    i 2,04

Расхождение с заданным составляет 1,9%, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале а min  0,55D1  D2  h  0,55100  2008 173 мм;

а max  2D1  D2   2100  200  600 мм принимаем близкое к среднему значение а = 400 мм. Расчетная длина ремня:

                                                                                                  2                                                                            2

  Lp  2a  D1  D2  D2  D1  2400 3,14 300 100                                                            1277 мм .

                                                  2                            4a                            2               4400

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, L0 1700 мм .

Вычисляем  

Dср  0,5D2  D1   0,5300 150 мм и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

а  0,25L  Dср  L  Dср 2  2D2  D1 2 

 0,251250 1503,14  1250 1503,142  21002   386 мм

Угол обхвата меньшего шкива 1 18060 D2 D1 18060 100 175,2 a  1250

Скорость 

v  0,51D1  0,5301,6100 15 м/с

По таблице определяем величину окружного усилия р0 , передаваемого клиновым ремнем: р0 138 Н на один ремень.

С10,0031801 10,003180175,2 0,9856.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

                                                                                    L                    1250

                                                                 СL  0,3  0,7  0,3  0,7  0,99.

                                                                                   L0                                1700

Коэффициент режима работы при заданных условиях Ср 1,1, тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

р р0ССLСр 1380,98560,991,1148 Н .

Определяем окружное усилие:

N 5000 Р    335 Н.

                                                                                            v       15

Расчетное число ремней:

z  Р  335  2,3  3.

                                                                                       р 148

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения 0 1,6 Н/мм2.

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

S0  0F 1,681129,6 Н; рабочее натяжение ведущей ветви

                                                                                         P                  335

                                                                    S1  S0 129,6 185,4 Н ;

                                                                                        2z                 23

рабочее натяжение ведомой ветви

P  335

                                                                      S2  S0 129,6   73,8 Н;

                                                                                          2z                 23

усилие на валы

                                                                                     1       2129,63sin175,2  777 Н .

Q   2S0zsin  

                                                                                      2                                2

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей Rа  2,5 мкм .

3.  Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Для обеих ступеней принимаем:

Колесо: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; Н2  235...269 НВ.

Шестерня: материал – сталь 40Х, термообработка – улучшение; Н1  269...302 НВ. Передача реверсивная.

Для расчета принимаем: Н1  285 НВ, Н2  252 НВ.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем КHL 1; коэффициент запаса прочности nH 1,1; nF 1,75.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения: Н НlimbKHL , Нlimb  2HB 70.

nH

Н1 228570 582 МПа; Н2 2252 70 522 МПа

                                                                  1,1                                                1,1                          

Н  0,45Н1 Н2   0,45582  522  497 МПа

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

FlimbKFdKFgKFcKFL

                                                          F , Flimb 1,8HB.

nF

F1   230 МПа;

F2   202 МПа

Коэффициент на форму зуба Ка  430; коэффициент нагрузки КН1,1; коэффициент ширины венцов ba  0,4; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииКНv 1,02; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьямиКН1

Расчет третьей (тихоходной) ступени. 

Межосевое расстояние:

                                                                         T2KН                                                           4301,1

                               а  Ка u 13 2Н u2   4304,553 4972 3,552 0,4 142 мм ,

ba

принимаем значение из стандартного ряда: а = 140 мм.

Нормальный модуль: m  0,01...0,02а 1,4...2,8 мм , принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 2 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев β = 15˚ и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

z3 2acos 2140cos15 29,7 30

u 1m       4,552 z4  z3u  303,55 107

Уточняем значение угла β:

cos  z3mu 1  3024,55  0,975;  125019.

                                                                          2a              2140

Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:

mz

d  ; cos

d3   61мм; d4   219 мм , проверка:  140 мм .

Диаметры вершин зубьев: da  d  2m;

da3  61 4  65 мм; da4  219 4  223 мм , диаметры впадин: df  d 2,5m;

df3  615  56 мм; df 4  2195  214 мм .

Ширина колеса: b4  baa  0,4140  56 мм .

Ширина шестерни:

b3  b4 5...10  56 6  62 мм .

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

3d3 3860 1,14 м/с. v   

                                                                                        2            2

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

КН  КНКНvКН1,11,0211,122. Проверяем контактные напряжения:

Н  ZHZMZ u41 T2KHK2aH3KbaHv u 1 ,

ZH     2cos,   20; ZM  275; Z1 , sin2        

                                                                                  1      1 

 1,883,2 z3  z4 cos

                                                                                 

                        ZH  2sin0,97540       1,74; 1,883,2301  1071 0,975 1,7; Z                          11,7  0,77;

                                                                                             

                                                                       4,55 430103 11,11,024,55

                          H 1,742750,77   4                2      3 0,4        440 МПа 497 МПа.

140 Проверяем изгибные напряжения:

                                                                     F  YFYYKFKFv  z32 2T1 3 ,

bdm 

YF  3,6; Y1; Y 0,91; KF1,3; KFv 1,04.

 2126103

F  3,610,911,31,04302 0,9123  170 МПа 202 МПа.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени: окружная:

Ft  2T2  2430103  3,9 кН; d4                 219

                                                                            Ft tg    3,9tg20    1,46 кН;          

Fr    cos 0,975

Fa  Ft tg  3,9tg125019  0,89 кН.

Определим тип используемых подшипников:

Похожие материалы

Информация о работе