- •Исходные данные
- •1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.
- •1.1. Выбор электродвигателя:
- •2. Расчет цилиндрических зубчатых зацеплений.
- •2.1. Расчет зубчатой передачи быстроходной ступени.
- •2.1.1. Выбор материалов зубчатых колес:
- •2.1.2. Определение допускаемых напряжений: Допускаемые контактные напряжения
- •2.1.3. Проектный расчет передачи: Межосевое расстояние
- •Модуль, числа зубьев колёс и коэффициенты смещения
- •Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
- •Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
- •2.1.4. Проверочный расчёт передачи: Проверка контактной прочности зубьев
- •Проверка изгибной прочности зубьев
- •2.1.5. Силы в зацеплении.
- •2.2. Расчет зубчатой передачи тихоходной ступени.
- •2.2.1. Выбор материалов зубчатых колес:
- •2.2.2. Определение допускаемых напряжений: Допускаемые контактные напряжения
- •2.2.3. Проектный расчет передачи: Межосевое расстояние
- •Модуль, числа зубьев колёс и коэффициенты смещения
- •Ширина зубчатых венцов и диаметры колес
- •Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи
- •2.2.4. Проверочный расчёт передачи: Проверка контактной прочности зубьев
- •Проверка изгибной прочности зубьев
- •2.2.5. Силы в зацеплении.
- •3. Расчет клиноремённой передачи.
- •3.1. Выбор ремня
- •3.2. Определение геометрических размеров передачи
- •3.7. Число ремней
- •3.8. Сила предварительного натяжения одного ремня
- •3.9. Сила, действующая на валы клиноременной передачи
- •4. Проектный расчёт валов.
- •4.1. Расчёт быстроходного вала: Ориентировочный расчет быстроходного вала.
- •Проверочный расчет быстроходного вала.
- •Ориентировочный расчет промежуточного вала.
- •Проверочный расчет промежуточного вала.
- •Ориентировочный расчет тихоходного вала.
- •Проверочный расчет тихоходного вала.
- •5. Выбор подшипников.
- •5.2. Подшибники роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами для промежуточного вала.
- •5.3. Подшипники шариковые радиальные однорядные для тихоходного вала.
- •6. Расчет шпонок.
- •6.1. Расчет шпонок для быстроходного вала:
- •6.2. Расчет шпонок для тихоходного вала:
- •7. Выбор масла.
- •8. Сборка редуктора.
3.1. Выбор ремня
По величине крутящего момента на ведущем шкиве Т0 выбираем ремень В нормального сечения [1, стр. 75, табл. 1,3]. Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d0 min = 125 мм, ширина нейтрального слоя bp = 14 мм, площадь поперечного сечения одного ремня A= 138 мм2, масса 1 погонного метра ремня qm = 0,18 кг/м [1, стр. 75, табл. 1,3].
3.2. Определение геометрических размеров передачи
Диаметр ведущего шкива определяется по формуле
где для клиновых ремней.
Округлим d0 до ближайшего стандартного числа по ГОСТ 17383-73: d0 = 160 мм [1, стр. 77].
Диаметр ведомого шкива
Округляем до ближайшего стандартного значения: [1, стр. 77].
Межосевое расстояние и длина ремня .
Предварительное значение межосевого расстояния:
= 0,8∙(d0 + d1) = 0,8∙(160 + 315) = 380 мм для клинового ремня.
Для определения длины ремня используем зависимость:
Округлим L до стандартного значение L = 1600 мм [1, стр. 77]. Принятое значение L удовлетворяет ограничениям [1, стр. 75, табл. 1,3].
Уточняем межосевое расстояние по формуле
,
где
Окончательно получим:
Угол обхвата на ведущем шкиве:
3.3. Скорость ремня
.
3.4. Окружное усилие
3.5. Частота пробегов ремня
3.6. Допускаемое полезное напряжение
,
где приведенное полезное напряжение;
коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,
коэффициент режима работы,
Здесь число смен работы передачи в течении суток; коэффициент нагружения при переменной нагрузке.
Приведённое полезное напряжение для нормальных ремней
ширина нейтрального слоя ремня [1, стр. 75, табл. 1,3], коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,
,
тогда ,
3.7. Число ремней
Зададимся начальным значением Z = 3 и по [1, стр. 78, табл. 3,3] выберем СZ = 0,95 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями). Определим расчетное число ремней
Полученное значение округлим до ближайшего большего целого числа Z = 4. Для этого числа ремней СZ = 0,9 [1, стр. 78, табл. 3,3]. Подставим СZ в формулу для и в результате расчета получим . Поскольку окончательно примем Z = 4.
3.8. Сила предварительного натяжения одного ремня
3.9. Сила, действующая на валы клиноременной передачи
4. Проектный расчёт валов.
4.1. Расчёт быстроходного вала: Ориентировочный расчет быстроходного вала.
Определим диаметр опасного сечения вала из расчета на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ k]. Берем [ k] = 20 МПа (примерно). В качестве опасного сечения для быстроходного вала редуктора выбираем сечение на хвостовике вала.
Диаметр опасного сечения вала определим по формуле:
где Т1 – крутящий момент в опасном сечении вала, TI = 94,55 Нм
Полученный результат округляем до ближайшего значения из стандартного ряда d1 = 35 мм [1, стр. 108].
Проверочный расчет быстроходного вала.
Вал рассчитаем на усталостную прочность при следующих исходных данных: крутящий момент на валу TI = 94,55 Нм; диаметр делительной окружности шестерни силы, приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления:
окружная ,
распорная
осевая
Передача крутящего момента от электродвигателя на быстроходный вал редуктора осуществляется посредством ременной передачи. Консольная нагрузка со стороны шкива на вал Заданы следующие длины участков вала:
Диаметр участка вала под подшипником . Материал вала сталь 45, термообработка - улучшение,
4.1.1. Определение опорных реакций
Опорные реакции в вертикальной плоскости “zox”:
,
.
Опорные реакции в горизонтальной плоскости “yox”:
.
.
4.1.2.Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Изгибающие моменты (вертикальная плоскость):
;
;
+ + ;
;
+ + ;
Изгибающие моменты (горизонтальная плоскость):
;
;
.
На основании выполненных расчетов построены эпюры изгибающих и крутящих моментов.
4.1.3. Выбор опасного сечения
В качестве опасных сечений рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Как следует из эпюр, к таким сечениям относятся сечения А, С. Из этих двух сечений рассмотрим сечение с наибольшим изгибающим моментом:
;
.
Для сечения А произведём расчёт вала на усталостную прочность.
4.1.4. Расчёт вала на усталостную прочность
Расчёт вала в сечении “С”
4.1.4.1. Определение нагрузок
В сечении действуют: изгибающий момент М = Н∙мм, крутящий момент TI = 94,55 Н∙м, осевая сила Н.
4.1.4.2. Геометрические характеристики опасного сечения
Осевой момент сопротивления:
Полярный момент сопротивления:
Площадь сечения:
4.1.4.3. Определение напряжений
Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой:
Средние нормальные напряжения:
Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу (при частом реверсе)
4.1.4.4. Пределы выносливости
Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определятся по следующим формулам:
σ-1 = 0,43∙σb = 0,43·890 = 383 МПа,
τ-1 = 0,58∙σ-1 = 0,58·383 = 222 МПа.
4.1.4.5. Эффективные коэффициенты концентрации напряжений и коэффициенты влияния размера поперечного сечения
Для посадки с натягом определим методом линейной интерполяции [1, стр. 114, табл. 7.5]
4.1.4.6. Коэффициент влияния шероховатости поверхности
Примем, что поверхность вала под подшибником получена чистовым шлифованием с мкм. По величине найдём [1, стр. 113, табл. 5.5].
4.1.4.7. Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла
4.1.4.8. Коэффициент влияния упрочнения
Примем, что на участке вала с опасным сечением упрочнение отсутствует. Тогда .
4.1.4.9. Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали
.
4.1.4.10. Коэффициент запаса прочности
Значения определим по формулам:
Общий коэффициент запаса прочности:
Усталостная прочность вала в сечении «С» обеспечена.
4.2. Расчёт промежуточного вала