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

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

                  Р_дв  ;



  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

Р_рдв    5 кВт.

Расчет требуемой частоты вращения.

n_рдв  nu ; u  u₁ u₂ u₃  233 18, u₁  2; u₂  3; u₃  3 - передаточные числа. Тогда n_рдв 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.

n_дв     2880 Фактическое передаточное число привода: u_ф         28.

                                                                                                                       n        102

Передаточные числа редуктора: 

                           u^ф                                                                                     28u_ред                                                                                      14

u_ред   14; u_т(3)  0,95 u_ред  0,95 14  3,55; u_б(2)    3,9; поu1 2u т 3,55

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

Расчет частот вращения.

                                                                                                                 n       2880

                                                n₁  n_двиг  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 11c^1.

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

2.  Расчет клиноременной передачи.

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала: n¹              3,14^2880            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 D_min  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

  L_p  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  

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

а  0,25^L  D_ср  L  D_ср ²  2D₂  D₁ ^{2 }_ 

 0,25^1250 1503,14  1250 1503,14²  2100^{2 }_  386 мм

Угол обхвата меньшего шкива ₁ 18060 D^{2  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

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

                                                                                   L₀                                1700

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

р р₀С_С_LС_р 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 R_а  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 К_HL 1; коэффициент запаса прочности n_H 1,1; n_F 1,75.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения: _Н _ Нlim^bK^HL , Н_limb  2HB 70.

n_H

_Н1  2^285^ 70 _ 582 МПа; _Н2  2^252 ^ 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 К_а  430; коэффициент нагрузки К_Н 1,1; коэффициент ширины венцов _ba  0,4; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацепленииК_Нv 1,02; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьямиК_Н 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: d_a  d  2m;

d_a3  61 4  65 мм; d_a4  219 4  223 мм , диаметры впадин: d_f  d 2,5m;

d_f3  615  56 мм; d_{f 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 38^60 1,14 м/с. v   

                                                                                        2            2

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

К_Н  К_НК_НvК_Н 1,11,0211,122. Проверяем контактные напряжения:

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

Z_H     2cos^,   20; Z_M  275; Z_  ¹ , sin2        _

                                                                                  1      1 

_  1,883,2 z₃  z₄ cos

                                                                                 

                        Z_H  2sin^0,97540       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 

Y_F  3,6; Y_ 1; Y_  0,91; K_F 1,3; K_Fv 1,04.

 212610³ 

_F  3,610,911,31,04_302 _0,91_23 _ 170 МПа 202 МПа.

_

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени: окружная:

F_t  2T₂  243010³  3,9 _кН; d₄                 219

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

Fr    cos 0,975

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

Определим тип используемых подшипников: