- •1. Техническое задание
- •2. Техническое предложение
- •2.1. Назначение узлов и проектируемого привода в целом
- •2.2. Выбор компоновки привода
- •2.3. Выбор электродвигателя
- •2.4. Кинематический расчет
- •2.5. Выбор материалов для изготовления червячной передачи
- •2.6. Расчет червячной передачи
- •2.7. Расчет на прочность
- •2.8. Кпд передачи
- •2.9. Определение сил, действующих при работе передачи
- •2.10. Тепловой расчет
- •2.11. Расчет клиноременной передачи
- •3.Эскизный проект
- •3.1.Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников
- •3.2. Выбор способов соединений валов с установленными на них деталями и расчет этих соединений
- •3.3. Эскизная компоновка редуктора
- •3.4.Расчет валов привода на прочность
- •3.5.Расчет подшипников для валов привода
- •3.6.Расчет предохранительной муфты
- •3.7.Определение размеров элементов корпуса, крышек и др. Деталей
- •3.8.Выбор смазки
- •3.9. Конструирование рамы
- •3.10. Монтаж привода
2.11. Расчет клиноременной передачи
По графику выбираем сечение ремня: В
Рисунок 3 – Схема для расчета ременной передачи
По графику принимаем dр1=125 – диаметр малого шкива и находим номинальную мощность Р04,8 кВт, передаваемую одним ремнем в условиях типовой передачи при α=180°, i=1 спокойной нагрузке, базовой длине ремня.
Рассчитываем геометрические параметры передачи:
dр2 dр1*i=125*1,51=188,75 уточнив по стандарту, принимаем dр2 =200 мм.
Предварительно принимаем:
По стандарту принимаем
Уточняем межосевое расстояние:
Принимаем а=300 мм
Угол обхвата ремнем малого шкива:
Определяем мощность, передаваемую одним ремнем:
- коэффициент угла обхвата
- коэффициент длины ремня
- коэффициент передаточного отношения
- коэффициент режима нагрузки
Число ремней:
Р – мощность на ведущем валу передачи
коэффициент числа ремней
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня при:
А=138*10-6 м2– площадь сечения ремня
Сила, действующая на вал:
при β/2=(180-α)/2=(180-165,75)/2=8°30’ в статическом состоянии передачи:
Ресурс наработки ремней:
коэффициент режима нагрузки
коэффициент климатических условий
Рисунок 4 – Сечение ремня
b0=17 мм, bp=14 мм, h=11 мм
3.Эскизный проект
3.1.Определение диаметров валов и предварительный выбор подшипников
Вал червяка:
dп – диаметр вала под подшипник;
t – высота буртика.
dбп – диаметр вала под червяк
r – координата фаски подшипника
Рисунок 5 – Быстроходный вал
Вал колеса:
Рисунок 6 – Тихоходный вал
На быстроходный вал предварительно назначаем шарикоподшипник радиальный однорядный особолегкой серии номер 207 и два роликоподшипника радиально – упорных легкой серии номер 7207. На тихоходный вал предварительно назначаем два шарикоподшипника радиально – упорных однорядных легкой серии номер 36212.
3.2. Выбор способов соединений валов с установленными на них деталями и расчет этих соединений
Сечение шпонки выбираем по диаметру вала, длина l назначается на 5÷10 мм меньше длины соответствующей ступени вала L и принимается по ряду длин стандартных шпонок. В обозначении шпонки указываются ее размены: мм.
Для быстроходного вала.
По диаметру dв1=28 мм и длине выходного участка L=46 мм выбираем шпонку .
Проверочный расчет на смятие:
Для выходного вала.
Для выходного участка по диаметру мм и длине выходного участка выбираем шпонку
Проверочный расчет на смятие:
Для ступени под колесо сечение шпонки выбираем по диаметру , а длину - по длине ступицы колеса выбираем
Проверочный расчет на смятие:
3.3. Эскизная компоновка редуктора
Расстояние между деталями передач.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор а.
Зазор между внутренними поверхностями стенок корпуса и поверхностями вращающихся колес:
L – расстояние между внешними поверхностями деталей передачи.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колес или червяка:
Рисунок 7 – Эскизная компоновка редуктора
3.4.Расчет валов привода на прочность
Быстроходный вал.
Диаметр вала:
- сила натяжения ремня.
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.
В вертикальной плоскости:
.
Из уравнения (2) находим:
Из уравнения (1):
В горизонтальной плоскости:
Из уравнения (4) находим:
При этом
В плоскости смещения валов:
Отсюда: , тогда .
Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):
Тихоходный вал.
Диаметр вала:
Принимаем d=55 мм.
Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и вращающих моментов.
В вертикальной плоскости:
.
Из уравнения (2) находим:
Из уравнения (1):
В горизонтальной плоскости:
Из уравнения (4) находим:
При этом
В плоскости смещения валов:
Отсюда: , тогда .
Максимальные реакции в опорах (наихудший случай нагружения опор):
Определяем запасы сопротивления усталости в опасных сечениях.
Просчитываем два предполагаемых опасных сечения: Ι – Ι – сечение под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение ΙΙ – ΙΙ рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:
, где
Вращающий момент: Т=780*103 Н*мм
Напряжение изгиба:
Напряжение кручения:
Пределы выносливости:
Определяем коэффициенты концентрации . В сечении Ι – Ι концентраторами напряжений являются: посадка колеса на вал с натягом и шпоночный паз. Для посадки с натягом:
, где к≈1,5…2 – коэффициент запаса; f=0,1
Оцениваем величину масштабного фактора:
,
где v=0,19 – 1,25*10-4*=0,19 – 1,25*10-4*285=0,154375≈0,15
При этом эффективный коэффициент концентрации напряжения будет равен: .
Для шпоночного паза, выполненного концевой фрезой . При расчете учитываем большую величину , т.е. .
– шероховатость поверхности вала.
- вал без поверхностного упрочнения.
Далее
Коэффициент концентрации напряжений в сечении Ι – Ι при кручении.
По формуле:
, где
- амплитуды переменных составляющих циклов напряжений; - постоянная составляющая; - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
Запас сопротивления усталости при изгибе (=0):
Запас сопротивления усталости при кручении:
При этом запас сопротивления усталости:
Для второго сечения:
Изгибающий момент М=Fм*с=3491*175=610925 Н*мм
Вращающий момент Т=780*103 Н*мм
Напряжение изгиба:
Напряжение кручения:
Принимаем радиус галтели r=2,5, тогда и , находим и .
()
Больше напряжено второе сечение.
Проверим статическую прочность при перегрузках . При перегрузках напряжения удваиваются и для второго сечения и
Проверим жесткость вала.
По условию работы зубчатого зацепления опасным является прогиб вала под колесом. Для определения прогиба: средний диаметр на участке l принимаем равным dш=65 мм. Здесь:
Прогиб в вертикальной плоскости:
от силы Fr: (Е – модуль упругости Е=2,1*105 МПа)
от момента Ма прогиб равен 0.
в горизонтальной плоскости от силы Ft:
прогиб от силы Fм в плоскости смещения валов:
Суммарный максимально возможный прогиб:
Допускаемый прогиб: