- •КурсовОй проект
- •1. Введение
- •6. Расчёт зубчатой передачи. Прочностной расчёт червячной передачи
- •5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •8.Тепловой расчёт редуктора
- •9. Проверка прочности шпоночных соединений
- •10. Уточнённый расчёт валов
- •11. Выбор сорта масла
- •12. Посадки деталей редуктора и оформление чертежа
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
(5.1)
принимаем .
(5.2)
принимаем
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки
(5.3)
Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек
(5.4)
(5.5)
принимаем .
Диаметр болтов:
фундаментальных
(5.6)
принимаем болты с резьбой М20: диаметры болтов и .
6. Расчёт плоскоременной передачи
Определяем диаметр ведущего шкива мм. Из условия долговечности для проектируемых кордшнуровых ремней , где толщину ремня , выбираем по табл. 12
. (6.1)
Определяем диаметр ведомого шкива , мм:
(6.2)
где и — передаточное число ременной передачи ;
=0,01...0,02 — коэффициент скольжения.
принимаем 400мм.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его откло - нение от заданного :
(6.3)
(6.4)
что допустимо.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
(6.5)
Определяем расчетную длину ремня , мм:
(6.6)
Полученное значение , мм, принимаем по стандарту из ряда чисел:
500, 550, 600, 700, 750, 800, 850, 900, 1000, 1050, 1150,1200, 1250, 1300, 1400, 1450, 1500, 1600, 1700, 1800, 2000, 2500,3000, 3500, 4000.
Принимаем .
Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине :
(6.7)
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01 для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения
натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025 .
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:
(6.8)
Определяем скорость ремня , м/с:
; (6.9)
— допускаемая скорость.
Определяем частоту пробегов ремня , :
Определяем окружную силу , Н, передаваемую ремнем:
(6.10)
где — номинальная мощность двигателя, кВт — скорость ремня.
Определяем допускаемую удельную окружную силу , :
(6.11)
где — допускаемая приведенная удельная окружная сила. Определяется по табл. интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива , С — поправочные коэффициенты (см. табл.13).
Определяем ширину ремня , мм:
(6.12)
принимаем 63 мм.
Определяем площадь поперечного сечения ремня А, :
(6.13)
Определяем силу предварительного натяжения ремня , Н:
(6.14)
где — предварительное напряжение (см. табл. 12).
Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей
ремня, Н:
(6.15)
(6.16)
Определяем силу давления ремня на вал , Н:
(6.17)
Проверочный расчёт:
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , :
(6.18)
Находим - напряжение растяжения , :
(6.19)
Находим - напряжениеизгиба, :
(6.20)
Здесь =80...100/мм - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней.
Находим - напряжение от центробежных сил, :
(6.21)
Здесь р - плотность материала ремня, ; р = 1000... 1200
Следует что :
(6.22)
где .
7. Проверка долговечности подшипников
Силы в зацеплении:
окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке
(7.1)
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
(7.2)
радиальные силы на колесе и червяке
(7.3)
При отсутствии специальных требований червяк должен иметь правое направление витков.
Силы, действующие в зацеплении червячной передачи:
– осевая сила, – окружная сила, – радиальная сила, – вращающий момент на червяке, – вращающий момент на червячном колесе.
Вал червяка.
Расстояние между опорами . Диаметр
реакции опор
в плоскости xz
(7.4)
в плоскости yz
(7.5)
(7.6)
Проверка:
Суммарные реакции:
(7.7)
(7.8)
Осевые составляющие радиальных реакций шариковых радиально-упорных подшипников:
(7.9)
(7.10)
где для подшипников шариковых радиально-упорных с углом коэффициент осевого нагружения (табл.19)
Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае:
; ; тогда
(7.11)
(7.12)
Рассмотрим левый (“первый”) подшипник.
Отношение ; осевую нагрузку не учитываем.
Эквивалентная нагрузка
(7.13)
где по табл.20 ; и .
Долговечность определяем по более нагруженному подшипнику.
Рассмотрим правый (“второй”) подшипник.
Отношение , поэтому эквивалентную нагрузку определяем с учётом осевой:
(7.14)
где и по табл.19.
Расчётная долговечность млн.об, по формуле:
(7.15)
Расчётная долговечность, ч:
(7.16)
где об/мин – номинальная частота вращения червяка.
Ведомый вал.
Расстояние между опорами ; диаметр .
Реакции опор (левую опору, воспринимающую внешнюю осевую силу , обозначим цифрой “4” и при определении осевого нагружения будем считать её “второй” табл.14).
В плоскости xz:
(7.17)
В плоскости yz:
(7.18)
(7.19)
Проверка: .
Суммарные реакции:
(7.20)
(7.21)
Основные составляющие радиальных реакций конических подшипников:
(7.22)
(7.23)
где для подшипников 7211 коэффициент влияния осевого нагружения
Осевые нагрузки подшипников ( табл.14 ) в нашем случае ; ; тогда ; .
Для правого (с индексом “3”) подшипника отношение , поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.
Эквивалентная нагрузка:
(7.24)
В качестве опор ведомого вала применены одинаковые подшипники 7211. Долговечность определим для левого подшипника (“четвёртого”), для которого эквивалентная нагрузка значительно больше.
Для левого (индекс “4”) подшипника ; мы должны учитывать осевые силы и определить эквивалентную нагрузку; примем ; и ; для конических подшипников 7211 при коэффи -циенты и (табл.11 и 16)
(7.25)
Расчётная долговечность по формуле, млн.об:
, (7.26)
где .
Расчётная долговечность, ч:
(7.27)
где об/мин.