- •Кафедра прикладной механики
- •Студент ( Алтыев ) Группа эп -10 –
- •Аннотация
- •Графическая часть
- •Оглавление
- •Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода:
- •3.Расчет клиноременной передачи
- •4. Проектирование редуктора.
- •4.1Расчет зубчатой передачи редуктора.
- •4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.4 Определение предельно допускаемых напряжений
- •4.1.5 Определение межосевого расстояния
- •4.1.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •4.3 Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и условий смазки
- •4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •4.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6. Первый этап компоновки редуктора
- •4.7 Проверка долговечности подшипников
- •4.7. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
- •4. 7. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
- •4.8 Проверка прочности шпоночных соединений
- •4. 9 Выбор уплотнений валов
- •4.10 Выбор крышек подшипников
- •4.11. Уточнённый расчёт валов.
- •Опасное сечение ведущего вала- сечение а-а ( рис.10).
- •Сечение б-б.
- •4.11.2 Ведомый вал:
- •Опасное сечение –б- б-участок вала под подшипником, ослабленном посадкой с натягом (см. Рис.11).
- •4.12 Сборка редуктора
- •5. Выбор муфты
- •6 Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
2.5 Мощность на валах привода:
Мощность на валу электродвигателя:
РТР ДВ =1,98 кВт
Мощность на ведущем валу редуктора:
Р1= РТР ДВ. рем ηподш.=1,98.0,95.0,99=1,86кВт.
Мощность на ведомом валу редуктора:
Р2= P1. зп ηподш. =1,86.0,98.0,99.=1,8 кВт.
Проверка: Рвых=Т3. 201,56. 8,87=1,79 кВт.
Величина ошибки: ΔР=(1,8 -1,79)/1,8.100%=0,5%
В качестве аналога может быть использован редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100-4,0 с передаточным числом .iР=4,0 (рис.3) [5, Т.3, с.485].
Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100-4
Таблица 2 Основные размеры редуктора 1ЦУ-100, мм
Типоразмер редуктора |
Аw |
В |
В1 |
L |
L1 |
L2 |
L3 |
L4 |
L5 |
L6 |
H |
H0 |
1ЦУ-100 |
100 |
132 |
95 |
315 |
85 |
224 |
80 |
60 |
135 |
155 |
224 |
112 |
3.Расчет клиноременной передачи
При передаваемой мощности Р = 1,98 кВт и частоте вращения ведущего шкива n1= 950 мин-1 принимаем ремень типа А ГОСТ 1284.1-80 с параметрами: ширина ремня W =13 мм, высота Т0=8 мм, площадь поперечного сечения А=81 мм2 ,наименьший диаметр ведущего шкива d1= 90 мм. [1, табл.7.7].
3.1. Вращающий момент на ведущем шкиве Т1= 19,22 Нм.
3.2.Определение диаметра меньшего шкива:
По ГОСТ 17383-74 [1, табл.7.7] принимаем d1= 100 мм.
3.3. Определение диаметра большего шкива:
где iрем – передаточное отношение ременной передачи;
ε – величина скольжения; ε =0,01
Округляем полученное значение по ГОСТ 17383-84 ;d2=280мм.
3.4.Уточняем передаточное отношение ременной передачи:
3.5. Межосевое расстояние:
где То – высота сечения ремня, мм [1, табл.7.7]. Принимаем а= 220 мм
3.6.Опеределение длины ремня.
Принимаем Lp= 1400 мм по ГОСТ 1284.1-80 [1, табл.7.7].
3.7.Уточняем межосевое расстояние:
где W = 0,5π(d1+d2)= 0,5.3,14(280+100)=597 мм;
y=(d2 - d1)2 = (280-100)2 =32400 мм2.
3.8. Определение угла обхвата меньшего шкива:
Рис.4. Схема ременной передачи
3.9. Определение числа ремней:
где Ср - коэффициент режима работы: Ср =1,2 [1, табл.7.10];
СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня СL =0,95 [1, табл.7.9];
Сα – коэффициент угла обхвата Сα =0,96 [1, с.135];
Сz – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче :Сz =0,96 [1, стр.135].
Р0-мощность передаваемая одним ремнем; Р0=2,2 кВт[1, табл.7.8].
Принимаем, исходя из условия кратности числа ремней целому числу, z=3
3.12. Определение натяжения ветви ремня:
где скорость ремня:
Θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2 Θ =0,1 [1, с.136]
3.13. Определение силы, действующей на вал:
где α1 – угол обхвата меньшего шкива.
3.14. Определение рабочего ресурса передачи:
где Nоц- базовое число циклов [1, с.136]; Nоц= 4.106 циклов ;
σ-1 – предел выносливости МПа; σ-1 =7 МПа [1, с.139];
σmax – максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:
σmax = σ1 + σu + συ , МПа;
где σ1 – напряжение от растяжения ремня, МПа;
,
где F1- натяжение ведущей ветви ремня;
F1= F0+ 0,5Ft;
Ft- сила тяги ремня; Ft=
F1=135,4 /3+0,5.132,7 =111,2
σu – напряжение от изгиба ремня, МПа:
,
где Еu=50 МПа для хлопчатобумажных ремней [1, с. 123];
συ – напряжение от центробежной силы, МПа:
,
σmax =1,32+1+0,027=2,35МПа
где ρ – плотность ремня, т/м3 ρ =1100 т/м3 [1, с. 123];
Сi – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:
;
Сн - коэффициент, учитывающий режим нагружения; при постоянной нагрузке Сн =1,0.
Полученная долговечность ремня больше требуемой [Но]=2000 часов.
Рис.5 Эскиз шкива клиноременной передачи
Таблица 3 Основные размеры шкивов
|
d, мм |
dВ, мм |
lcт, мм |
d ст, мм |
h, мм |
c, мм |
f, мм |
e, мм |
в, мм |
Ведущий |
100 |
28 |
34 |
42 |
8 |
16 |
10 |
15 |
65 |
Ведомый |
280 |
20 |
34 |
38 |
8 |
16 |
10 |
15 |
65 |
Диаметр ступицы dст=1,5dв=1,5. 28=42мм
Длина ступицы lст=1,2 dв=1,2. 28=34мм
Длину ступиц принимаем по длине консольных участков валов 2, табл.7.1.