Пояснительная записка к курсовому проекту по ТММ Расчет редуктораМощность на ведомом валу редуктора P 3 = 3 кВт и W 3 = 2,3 p рад /c вращения этого вала. 1.Выбор эл.
Двигателя и кинематический расчет. 1.1 Определяем общий h привода h общ = h р* h п 2 * h з = 0,96*0,99 2 *0,97 =0,913 h - КПД ременной передачи h - КПД подшипников h - КПД зубчатой цилиндрической передачи 1.2 Требуемая мощность двигателя Р тр = Р 3 / h общ = 3 / 0,913 = 3,286 кВт Р тр - требуемая мощность двигателя Р 3 – мощность на тихоходном валу 1.3 Выбираем эл. двигатель по П61. Р дв = 4 кВт 4А 1 0 0S2 У3 2880 min -1 4А100 L 4У3 1440 min -1 4А112МВ6У3 955 min -1 4А132 8У3 720 min -1 1.4 Определяем общее передаточное число редуктора u общ : u общ = n дв /n 3 = 720*0,105/(2,3* p ) = 10,47 n дв – число оборотов двигателя n 3 – число оборотов на тихоходном валу редуктора n 3 = W 3 /0,105 = 2,3* p /0,105 = 68,78 min -1 W 3 – угловая скорость тихоходного вала 1.5 Принимаем по ГОСТу для зубчатой передачи u з = 5, тогда передаточное число ременной передачи равно: u рем = u общ / u з = 10,47/ 5 =2,094 1.6 Определяем обороты и моменты на валах привода: 1 вал - вал двигателя: n 1 = n двиг =720 min -1 W 1 = 0,105*n 1 = 0,105*720 =75,6 рад /c T 1 = P треб /W 1 = 3,286/75,6 = 43,466 Н*м T 1 – момент вала двигателя 2 вал – тихоходный привода - быстроходный редуктора n 2 = n 1 /u рем = 720 /2,094 = 343,84 min -1 W 2 = 0,105*n 2 =0,105*343,84 = 36,1 рад /c T 2 = T 1 *u рем * h р = 43,666* 2,094 *0,96 = 87,779 Н*м 3 вал - редуктора n 3 = n 2 /u з = 343,84 /5 = 68,78 min -1 W 3 = 0,105*n 3 =0,105*68,78 = 7,22 рад /c T 3 = Р тр /W 3 = 3290/7,22 = 455,67 Н*м | ВАЛ | n min -1 | W рад /c | T Н*м | | 1 | 720 | 75,6 | 43,666 | | 2 | 343,84 | 36,1 | 87,779 | | 3 | 68,78 | 7,22 | 455,67 | 2 .Расчет ременной передачи. 2.1 Определяем диаметр меньшего шкива D 1 по формуле Саверина: D 1 = (115…135 )  P 1 – мощность двигателя n 1 – обороты двигателя D 1 = 125*  мм по ГОСТу принимаем 2.2 Определяем скорость и сравниваем с допускаемой: V = p *D 1 *n 1 /60 = 3,14*0,225*720/60 = 8,478 м/с При этой скорости выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при V окр1 20 м/с 2.3 Определяем диаметр большего шкива D 2 и согласуем с ГОСТ: D 2 = u рем *D 1 *(1- e ) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм e - коэф. упругого скольжения по ГОСТу принимаем D 2 = 450 мм 2.4 Выбираем межосевое расстояние a рем для плоских ремней: ( D 1 +D 2 ) a рем 2,5(D 1 +D 2 ) 675 a рем 1687,5 2.5 Находим угол обхвата ремня j : j » 180 0 -((D 2 -D 1 )/ a рем )*60 0 j » 180 0 -((450-225)/1000)*60 0 = 180 0 -13,2 0 = 166,5 0 j = 166,5 0 т.к. j ³ 150 0 значит межосевое расстояние оставляем тем же. 2.6 Определяем длину ремня L : L = 2*a рем +( p /2)*(D 1 +D 2 )+(D 2 -D 1 ) 2 / 4*a рем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225) 2 /4*1000 = 3072,4 мм 2.7 Определяем частоту пробега ремня n : n = V / L = 8,478/3,0724 = 2,579 c -1 n 4…5 c -1 2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [G F ] : [G F ] = G Fo *C j *C V *C p *C g = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа G Fo –по табл П11 G Fo = 2,06-14,7* d /D min d /D min = 0,03 C j - коэф. угла обхвата П12 : C j = 0,965 C V –коэф. скорости C V = 1,04-0,0004*V 2 = 0,752 C p –коэф. режима нагрузки П13 : C p = 1 C g -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения C g = 0,9 G Fo = 2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа 2.9 Вычисляем площадь поперечного сечения ремня S : S = b* d = F t /[G F ] = 388,09/(1,058*10 6 ) = 0,0003668 м 2 = 366,8 мм 2 F t = 2T 1 /D 1 F t – окружная сила T 1 – момент вала дв. F t = 2*43,66/0,225 = 388,09 H Найдем по таблицам П7 ширину b = 60 мм и длину d =6,5 мм По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм 2 2.10 Вычисляем силу давления на вал F для хлопчатобумажных ремней: F » 3F t F = 3*388,09 = 1164,27 H 3. Расчет редуктора. 3.1 Используя П21 и П28 Назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой: Колесо (нормализация) Шестерня (улутшение) НВ 180…220 НВ 240..280 G  Мпа G Мпа N Ho = 10 7 N Ho = 1,5*10 7 G  Мпа G Мпа Для реверсивной подачи N Fo = 4*10 6 N Fo = 4*10 6 3.2 Назначая ресурс передачи t ч ³ 10 4 часов находим число циклов перемены напряжений N HE = N FE = 60t ч * n 3 ³ 60*10 4 *68,78 = 4,12*10 7 т.к. N HE > N HO и N FE > N FO , то значения коэф. долговечности принимаем: K HL = 1 и K FL = 1 Допускаемые напряжения для колеса: G   HL = 420 МПа G   FL = 110 МПа для шестерни: G  HL = 600 МПа G  FL = 130 МПа 3.3 Определения параметров передачи: K a = 4300 коэф. для стальных косозубых колес Y ba = 0,2…0,8 коэф. ширины колеса Y ba = 0,4 Y bd = 0,5 Y ba *(u з +1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2 по П25 K H b » 1,05 и так найдем межосевое расстояние a w : a w ³ K a *(u з +1)  -7 = 0,1679 м по ГОСТу a w = 180 мм 3.4 Определяем нормальный модуль m n : m n = (0,01…0,02)a w = 1,8...3,6 мм по ГОСТу 3.5 Обозначаем угол наклона линии зуба b : b = 8…20 0 принимаем b = 15 0 Находим кол-во зубьев шестерни Z 1 : Z 1 = 2a w *cos b /[m n (u з +1 ) ] = 2*180*cos15 0 /[2,5(5+1)] = 23,18 Принимаем Z 1 = 23 Тогда Z 2 = u з *Z 1 = 5*23 = 115 Находим точное значение угла b : cos b = m n *Z 1 (u з +1)/2a w = 2,5*23*6/360 = 0,9583 3.6 Определяем размер окружного модуля m t : m t = m n /cos b =2,5/cos16 0 35 / = 2,61 мм 3.7 Определяем делительные диаметры d, диаметры вершин зубьев d a , и диаметры впадин d f шестерни и колеса: шестерня колесо d 1 = m t *Z 1 = 2,61*23 = 60 мм d 2 = m t *Z 2 = 2,61*115 = 300 мм d a1 = d 1 +2m n = 60+2*2,5 = 65 мм d a2 = d 2 +2m n = 300+5 = 305 мм d f1 = d 1 -2,5m n = 60-2,5*2,5 = 53,75 мм d f2 = d 2 -2,5m n = 300-2,5*2,5 = 293,75 мм | d 1 = 60 мм d 2 = 300 мм d a1 = 65 мм d a2 = 305 мм d f1 = 53,75 мм d f2 = 293,75 мм | 3.8 Уточняем межосевое расстояние: a w = (d 1 +d 2 )/2 = (60+300)/2 = 180 мм 3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес b : b = y a *a w = 0,4*180 = 72 мм принимаем b 2 = 72 мм для колеса , b 1 = 75 мм 3.10 Определение окружной скорости передачи V п : V п = p *n 2 *d 1 /60 = 3,14*343,84*60*10 -3 /60 = 1,08 м/с По таблице 2 выбираем 8-мую степень точности 3.11 Вычисляем окружную силу F t : F t = P тр /V п = 3286 / 1,08 = 3,04 *10 3 Н Осевая сила F a : F a = F t *tg b = 3,04*10 3 *tg16 0 36 / = 906,5 H Радиальная (распорная) сила F r : F r = F t *tg a /cos b = 3040*tg20 0 /cos16 0 36 / = 1154,59 H 3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев: Z H » 1,7 при b = 1 6 0 36 / по таб. 3 Z M = 274*10 3 Па 1/2 по таб. П22 e a » [1,88-3,2(1/Z 1 +1/Z 2 )]cos b = 1,64 Z e =   e b = b 2 *sin b /( p m n ) = 72*sin16 0 36 / /3,14*2,5 = 2,62 > 0,9 по таб. П25 K H b = 1,05 по таб. П2 4 K H a = 1,05 по таб. П26 K HV = 1,01 коэф. нагрузки K H = K H b *K H a *K HV = 1,11 3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев: G H =Z H *Z M *Z e  3 *0,78*968,16=351,18 МПа HP =420 МПа 3.14 Определяем коэф. по таб. П25 K F a = 0,91 по таб. 10 K F b = 1,1 K FV = 3K HV -2 = 3*1,01-2 = 1,03 K FV = 1,03 Коэф. нагрузки: K F = K F a * K F b * K FV = 0,91*1,1*1,03 = 1,031 Вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса: Z  | Z  | Z 1 /cos 3 b = 23/0,958 3 = 26,1 Z 2 /cos 3 b = 115/0,958 3 = 131 По таб. П27 определяем коэф. формы зуба шестерни Y  » 3,94 при Z По таб. П27 определяем коэф. формы зуба колеса Y  » 3,77 при Z Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе: G  = 130/3,94 = 33 МПа G  = 110/3,77 = 29,2 МПа Найдем значение коэф. Y b : Y b = 1- b 0 /140 0 = 0,884 3.15 Проверяем выносливость зубьев на изгиб: G F = Y F *Y b *K F *F t /(b 2 m n ) = 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа 4. Расчет валов.
|