Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода. Определение первой и второй прямозубой цилиндрической пары, клиноременной и цепной передачи. Проверочный расчет валов на выносливость. Технические условия на эксплуатацию.
Расчет передаточного числа редуктора. Определяем фактическое передаточное число редуктораРасчет частот. nведущ шк=nэд=1435 мин-1; nведом шк=nz1= мин-1 nпр.в.=nz2=nz3= мин-1 nвых. в.=nz4= мин-1 Расчетные данные сведем в таблицу Дгатель Ременная передача Редуктор Цепная пер.Расчет ведем по этой передачи, так как она более нагружена, чем передача 1-2 Принимается для шестерни и для колеса сталь 45 улучшенная (т.к. зубья нарезают после термообработки, при этом достигается достаточная точность изготовления зубчатых колес без использования дорогих финишных операций, колеса хорошо приробатываются) Принимаем значения коэффициентов: ZR = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки); KHV = 1.2 - коэффициент динамичности нагрузки принят ориентировочно. KH? = 1.0 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.Межосевое расстояние регулируется перемещением двигателя по салазкам. 79 принимаем ремень нормального сечения. Расчет диаметра большего шкива. d2=Uрп*d1=1.8*90=-160 мм принимаем d2=160 мм где ?=0,015 (табл. Ориентировочное межосевое расстояние передачи: ар=1,2*d2=1.2*160=192 мм принимаем l=800 мм (табл. Оценка долговечности ремня где i<[i]=12c-1 - долговечность обеспечена.Коэффициент, учитывающий влияние частоты вращения ведущей звездочки на износ шарнира Коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев ведущей звездочки передачи Коэффициент, учитывающий межосевое расстояние передачи Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров к горизонту Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачиОпределим минимальный диаметр валов из условия крутильной прочности: Принимаем: d1 = 30 мм, d2 = 40 мм, d3 = 50 мм В качестве опор валов принимаются подшипники качения шариковые, радиальные одномерные средней серии по ГОСТ 8335 - 75. Диаметр фундаментных болтов: принимаем болты с резьбой М16;ZH = 1.77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев. ZM = 275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. ?? = - торцевой коэффициент перекрытия. Выясним по какому из зубчатых колес пары вести расчет, для чего и для шестерни и для колеса рассчитываем отношение [?]f/yf допускаемое изгибное напряжение Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена. Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.Коэффициент, учитывающий переменность нагрузки, Эквивалентная полезная нагрузка на цепь 13,5<30,8 - износостойкость шарнира цепи обеспечена Коэффициент, учитывающий число зубьев ведущей звездочки Коэффициент, учитывающий срок службы передачи, Коэффициент, учитывающий величину шага цепи при p 25.4мм Коэффициент, учитывающий частоту вращения ведущей звездочкиТ1=28,68 Нм n1=797.222 мин-1 d1=64ммИсходные данные: Окружные силы: Радиальные силы: Осевые силы: отсутствуют, так как передачи прямозубые. Для построения эпюр определяем размеры изгибающих и крутящих моментов в характерных точках. В плоскости YOZ - отсутствуют, т.к. силы компенсируют друг друга В плоскости YOZ: Опасными является сечение С, для которого суммарный изгибающий момент: Определим запасы прочности в опасном сечении. Принимается изменение нормальных напряжений происходящим по симметричному циклу: Принимается изменение касательных напряжений происходящим по пульсирующему циклу: Общий запас прочности в сечении А Допускается [S]=1,7…2,5.Для построения эпюр определяем размеры изгибающих и крутящих моментов в характерных точках. В плоскости YOZ: Крутящий момент: Т=Т2=69,5Нм=69500Нмм Принимается изменение нормальных напряжений происходящим по симметричному циклу: (прямозубая передача) S>[S] - выносливость вала в опасном сечении обеспечена. Вычерчиваем схему нагружения вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.КБ=1,3 коэффициент безопасности a1 = 0,33 - коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника. Определяем эквивалентные нагрузки для подшипника с большей радиальной нагрузкой (суммарной реакцией). Cr = 25500 Н, Lзад = 13000ч, a1 = 0,33 - коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника. Определяем эквивалентные нагрузки для подшипника с большей радиальной нагрузкой (суммарной реакцией). С0r = 90000 Н, Cr = 33,2 Н, e=0.35, Lзад = 13000ч, a1 = 0,33 - коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника а23 = (0,7…0,8) - коэффициент, учитывающий условия работы подшипника и материал, из которого получены детали подшипника.В проектируемом редукторе для смазывания зубчатых зацеплений применяется непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12, 5 м/с. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях SH и фактической окружной скоро
План
Содержание
1 Выбор электродвигателя
2 Кинематический расчет
3 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов на отдельных элементах привода
4 Проектировочный расчет
4.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4
Расчет межосевого расстояния
Назначение числа зубьев
Расчет геометрических размеров зубчатых колес
Назначение степени точности
4.2 Расчет первой прямозубой цилиндрической пары Z1-Z2
Расчет межосевого расстояния
Назначение числа зубьев
Расчет геометрических размеров зубчатых колес
Назначение степени точности
4.3 Расчет клиноременной передачи
4.4 Предварительный расчет цепной передачи
4.5 Проектировочный расчет валов
5 Проверочный расчет
5.1 Расчет второй прямозубой цилиндрической пары Z3-Z4
5.2 Расчет второй шевронной цилиндрической пары
5.3 Проверочные расчеты цепной передачи
5.4 Проверочный расчет валов на выносливость
5.5 Расчет подшипников на долговечность
6 Технические условия на эксплуатацию
1 Выбор электродвигателя где
Твых - мощность на выходном валу nвых- частота вращения выходного вала ?-КПД редуктора
Рпотр - потребляемая мощность на выходном валу ?=?3под*?рем*?2зац=0,993*0,95*0,972=0,87 ?подш=0,99; ?зацеп=0,97; ?р.п.=0,95;
