- •1 Кинематическая схема машинного агрегата.
- •2 Выбор двигателя. Кинематический расчет привода.
- •2.1 Определение мощности двигателя.
- •3.1 Выбор материалов и допускаемые напряжения.
- •3.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте на выносливость.
- •4 Расчет червячной передачи редуктора.
- •5.18 Проверочный расчет
- •6 Нагрузка валов редуктора
- •4.1 Определение сил в зацеплении червячных передач
- •4.2 Определение консольных сил
- •4.3 Силовая схема нагружения валов
4 Расчет червячной передачи редуктора.
4.1 Проектный расчет.
Примем массу редуктора как m=0.2*T2=13.3 кг. Тогда предположительное значение межосевого расстояния будет а=80мм.
Расчёт межосевого расстояния:
,
Принимаем aw = 62мм.
Выбираем число витков редуктора в соответствии с передаточным числом. z1=4
Определяем число зубьев червячного колеса z2=z1*uзп=4*10=40.
Определяем модуль зацепления
Определяем коэффициент диаметра червяка
q=0.25*z2=10
Определяем коэффициент смещения инструмента
=-0.2
Определим фактическое передаточное отношение
;
Определяем фактическое межосевое расстояние
Определяем основные геометрические размеры передачи
Основные размеры червяка
Делительный диаметр d1=q*m=25 мм
Начальный диаметр dw1=m*(q+2*x)=24 мм
Диаметр вершин витков da1=d1+2*m=30 мм
Диаметр впадин витков df1=d1-2.4*m=19 мм
Делительный угол подъема линии витков =0.38
Длина нарезаемой части червяка =37,75 мм
Основные размеры венца червячного колеса
Делительный диаметр d2=dw2=m*z2=100 мм
Диаметр вершин зубьев da2=d2+2m*(1+x)=104 мм
Наибольший диаметр колеса мм
Диаметр впадин зубьев
Ширина венца b2 = 0,355∙62 = 22 мм.
Радиусы закруглений зубьев
Rf = 0,5d1 + 1,2m = 15,5 мм;
Ra = 0,5d1 – m = 10 мм;
Условный угол обхвата червяка венцом колеса
4.2 Проверочный расчет
1) Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи
2) Проверить контактные напряжения зубьев колеса
Ft2=704
Следовательно K=1
σH=180.4 Н/мм2
3) Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса
5 Расчет открытых передач
5.1 Выбор сечения ремня
Тип проектируемой ременной передачи предусмотрен техническим заданием – поликлиновый ремень. Выбор сечения ремня производится по номограмме в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом (номинальная мощность двигателя Рном) и его частоты вращения (номинальная частота вращения двигателя nном).
Выбранный тип сечения ремня – К.
5.2 Определение минимально допустимого диаметра ведущего шкива
Минимально допустимый диаметр ведущего шкива определяется в зависимости от вращающего момента на валу двигателя и выбранного сечения ремня
При типе ремня К и Тдв = 16,5 Н∙м d1min = 40 мм.
5.3 Расчетный диаметр ведущего шкива
В целях повышения срока службы ремней рекомендуется
применять ведущие шкивы с диаметром на 1…2 порядка выше dmin из стандартного ряда .
Принимаем d1 = 80 мм.
5.4 Определение диаметра ведомого шкива:
d2 = d1 u (1 – ε),
где u = 4 – передаточное число открытой передачи; ε = 0,015 – коэффициент скольжения ; полученное значение округляется до ближайшего стандартного;
d2 =80∙4∙(1 – 0,015) = 315 мм.
5.5 Определение фактического передаточного числа и его отклонения от заданного:
–условие выполняется.
5.6 Определение ориентировочного межосевого расстояния:
a ≥ 0,55(d1 + d2) + H, где Н=4 мм – высота сечения поликлинового ремня ;
a ≥ 0,55∙(80 + 315) + 4 = 221.25 мм.
5.7 Определение расчетной длины ремня:
округлив до ближайшего стандартного, принимаем l = 1250 мм.
5.8 Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине:
5.9 Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива:
∝1 ≥ 120° ;
–условие выполняется.
5.10 Определение скорости ремня:
,
где [υ] = 40 м/с – допускаемая скорость (для поликлиновых ремней);
, т.е. – условие выполняется.
5.11 Определение частоты пробегов ремня:
, где [U] = 30 с-1 – допускаемая частота пробегов;
, т.е. – условие выполняется.
Данное соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.
5.12 Определение допускаемой мощности, передаваемой одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями:
[Рп] = [Ро]СрСαСl,
где [Ро] = 2,4 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями;
С – поправочные коэффициенты:
Ср = 0,8 – коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы;
Сα = 0,91 – коэффициент угла обхвата α1 на меньшем шкиве;
Сl = 0,98 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой lp/l0;
[Рп] = 2,4∙0,8∙0,91∙0,98 = 1,83 кВт.
5.13 Определение числа клиньев поликлинового ремня:
число клиньев поликлинового ремня определяется в зависимости от типа сечения ремня :
.
5.14 Определение силы предварительного натяжения:
5.15 Определение окружной силы, передаваемой ремнем:
5.16 Определение силы натяжения ведущей и ведомой ветвей:
сила натяжения ведущей ветви: F1 = F0 + 0,5∙Ft = 273 + 0,5∙238 = 392 H;
сила натяжения ведомой ветви: F2 = F0 – 0,5∙Ft = 273 – 0,5∙238 = 154 H.
5.17 Определение силы давления на вал: