Размещено на http://www.allbest.ru/

Московский Государственный Технологический Университет «СТАНКИН»

Кафедра «Основы конструирования машин»

Расчетно-графическая работа

По дисциплине: «Техническая механика»

На тему: «Привод с коническим редуктором»

Выполнил: ст. группы И-4-4 Бобкова И.Ю.

Проверил: Некрасов А.Я.

Москва 2002

План

1. Исходные данные

2. Кинематический расчёт привода

3. Расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

3.1 Выбор материалов

3.2 Определение допускаемых напряжений

3.3 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе

4. Проектировочный расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

4.1 Внешний делительный диаметр шестерни, исходя из контактной выносливости

4.2 Расчетный внешний окружной модуль

4.3 Нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца, исходя из изгибной выносливости зуба шестерни

4.4 Расчетный внешний окружной модуль по условию изгибной выносливости

4.5 Геометрические параметры передачи

5. Расчет сил в зубчатой конической передаче с прямыми зубьями

6. Проверочный расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

7. Расчет поликлиновой ременной передачи

1. Исходные данные

2. Кинематический расчёт привода

1) Мощность на выходном валу редуктора.

2) Общий КПД привода (до выходного вала).

ОБЩ=0,980,950,9953=0,917.

3) Потребляемая мощность.

4) Выбор электродвигателя.

nC=1500мин-1,PПОТР=4,34 двигатель марки 100L4/1430. ПЕРЕГРУЗКА

5) Проверка электродвигателя.

< [P]=15%

двигатель подходит по параметрам.

6) Общее передаточное число привода.

7) Назначение частных передаточных чисел.

UОБЩ=UРЕМUКОН, UРЕМ=1

UОБЩ=1,252,38=2,97

8) Назначение чисел зубьев колёс.

Коническая передача с круговыми зубьями Z1=25

.

Действительное передаточное число:

9) Действительная частота вращения выходного вала.

10) Погрешность частоты вращения выходного вала.

< 2%

11) Определение параметров валов.

Мощность:

P0=РПОТР=4,34 кВт

PI=P0муфопорPI=4,340.980.995=4.23 кВт

PII=PIОПОР PII=4,230,995=4,21 кВт

PIII=PIIконопорPIII=4,210.950.995=3,98 кВт

Частота вращения:

n0=nН=1430 мин-1

n1= n0=1430 мин-1

n2 =n1=1430 мин-1

Крутящий момент:

Ориентировочный диаметр вала:

Таблица результатов. (Баланс энергетических параметров P, T, n).

№	Параметр вал	Pi, квт	Ni, мин-1	Ti, НМ	Di, мм
0	Электродвигатель	4,34	1430	29,0	28,0
I	Входной (быстроходный)	4,23	1430	28,3	25,7
II	Промежуточный (быстроходный)	4,21	1430	28,1	25,6
III	Выходной (тихоходный)	3,98	993,1	38,3	27,7

3. Расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

Дано:

Т = 28,1 Н*м;

n1 = 1430 мин-1;

uкон = 1,44;

z1 = 25;

z2 = 36;

3.1 Выбор материалов

Конические прямозубые передачи.

Рекомендуемый материал зубчатых колес для шестерни и колеса - Сталь 40Х. Термообработка зубьев - закалка ТВЧ. Твердость - 45…50 HRC.

3.2 Определение допускаемых напряжений

1. Число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.

NHE1 = 60 * tч * n1 = 60 * 104 * 1430 = 858 * 106

NHE2 = NHE1 / u = 858 * 106 / 1,44 = 595 * 106

2. Базовое число циклов.

NH0 = 6,8 * 107.

3. Коэффициенты долговечности.

KHL1(2) = NH01(2)/NHE1 (2)

KHL1 = 6,8 *107 / 858 * 106 = 0,66.

KHL2 = 6,8 *107 / 595,8 * 106 = 0,70.

4. Пределы контактной выносливости.

Hlim = 1,7 * HHRC + 200 = 1,7 * 47,5 + 200 = 1007,5 Мпа

5. Коэффициент.

SH1(2) = 1,1.

6. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.

[]H1(2) = Hlim * KHL1(2) * zR * zv / SH1(2)

zR = zv = 1

[]H1 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа

[]H2 = 1007,5 * 1 * 1 * 1 / 1,1 = 915,9 МПа

7. Расчётное (допускаемое напряжение):

[]H = []H1 = []H2 = 915,9 Мпа

3.3 Допускаемое напряжение при расчете на сопротивление усталости при изгибе

1. Пределы выносливости при изгибе.

Flim = (500 + 550) / 2 = 525 МПа

2. Наработки и базовое число циклов

NFE1 = NHE1 = 858 * 106

NFE2 = NHE2 = 595,8 * 106

NF0 = 4 * 106

3. Коэффициент запаса

SF1(2) = 1,7

4. Коэффициент долговечности

NFE1 > NF0; NFE2 > NF0 => KFL = 1

5. Допускаемое напряжение изгиба шестерни и колеса.

[]F1(2) = Flim * YR * Yz * Y * Y * KFC * KFL / SF1(2)

[]F1 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа

[]F2 = 525 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 * 1 / 1,7 = 308,8 Мпа

зубчатый конический передача изгиб

4. Проектировочный расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

Дано:

Т1 = 28,3 Н*м;

u = 1,43;

z1 = 25;

z2 = 36;

[]H = 915,9

[]F = 308,8

4.1 Внешний делительный диаметр шестерни, исходя из контактной выносливости

Вспомогательный коэффициент Kd = 955 МПа1/3

Коэффициент ширины зубчатого венца Kbe = b / Re = 0,275

Поправочный коэффициент H = 0,85

Коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по ширине зубчатого венца - KH.

а) относительная ширина эквивалентного конического колеса

б) опоры - шаровые

в) твердость рабочих поверхностей зубьев HHRC >350

г) зубья - прямые

KH = 1,16



4.2 Расчетный внешний окружной модуль

(mte)H = de1 / z1 = 53,54 / 25 = 2,14

4.3 Нормальный модуль на середине ширины зубчатого венца, исходя из изгибной выносливости зуба шестерни

Вспомогательный коэффициент Km = 13,92 МПа1/3

Коэффициент KF = 1,25

Поправочный коэффициент F = 0,85

Коэффициент ширины зубчатого венца относительно среднего делительного диаметра

YF1 - коэффициент формы зуба шестерни, определяется по таблице, в зависимости от:

а) эквивалентного числа зубьев шестерни

1 = arctg (z1/z2) = arctg 0,7 = 35

zv = z1 / (cos 1*cos3m) = 25 / cos 35 = 30

б) коэффициента смещения X1

X1 = Xn + 1,37 * Xt

Xt = a * (u - 1) = 0,15 * ( 1,43 - 1)= 0,029

Xn = b * ( 1- 1/(u)2)*1/z1 = 2* (1-1/(1,43)*1/25) = 0,204

X1 = 0,204 + 1,37*0,029 = 0,24

YF1 = 3,54

4.4 Расчетный внешний окружной модуль по условию изгибной выносливости

( mte)F = (mnm)F/(1-0,5*Kbe) = 1,94 / (1-0,5*0,275) = 2,25

Принимаем стандартное значение mte

( mte)F > ( mte)Н => mte = 2,5 ( по стандартному ряду)

4.5 Геометрические параметры передачи

Внешнее конусное расстояние:

Re = 0,5 * mte * z12 + z22 = 0,5* 2,5* 252+362 = 54,8 мм

Ширина зубчатого венца:

b = Re * Kbe = 54,8 * 0,275 = 15 мм

Углы делительных конусов:

1 = arctg z1/z2 = arctg 25/36 = 35

2 = 90 - 1 = 55

Внешний делительный диаметр:

de1(2) = mte*z1(2)

de1 = 2,5*25 = 62,5 мм

de2 = 2,5*36 = 90 мм

Внешняя высота зуба:

he = mte * ( 2*cosm +0,2)

he = 2,5 * ( 2 + 0,2 ) = 5,5

Внешняя высота головки зуба:

hae1 = (1+Xm)*mte*cosm = ( 1+0,24)* 2,5*1 = 3,1

hae2 = 2* mte* cos m - hae1 = 2*2,5*1 - 3,1 =1,9

Внешняя высота ножки зуба:

hfe1(2) = he - hae1(2)

hfe1 = 5,5 - 3,1 = 2,4

hfe2 = 5,5 - 1,9 = 3,6

Средний делительный диаметр:

dm1(2) = 0,857* de1(2)

dm1 = 0,857*62,5 = 53,6

dm2 = 0,857* 90 = 77

Угол ножки зуба:

f1(2) = arctg hfe1/Re

f1 = arctg 2,4/54,8 = 2,5

f2 = arctg 3,6/54,8 = 3,8

Угол конуса вершин:

a1(2) = 1(2) +f2(1)

a1 = 35 + 3,8 = 38,8

a2 = 55 + 2,5 = 57,5

Угол конуса впадин:

f1(2) = 1(2) - f1(2)

f1 = 35 - 2,5 = 32,5

f2 = 55 - 3,8 = 51,2

Расчетное базовое расстояние:

B1(2) = Re * cos1(2) - hae1(2)* sin1(2)

B1 = 54,8* cos35 - 3,1* sin35 = 44,89 - 1,78 = 43,4

B2 = 54,8* cos55 - 1,9* sin55 = 31,43 - 1,56 = 29,9



5. Расчет сил в зубчатой конической передаче с прямыми зубьями

Окружная сила на среднем делительном диаметре:

Радиальная сила на шестерне Fr1 и осевая на колесе Fa2 равны, но направлены в противоположные стороны.

Fr1 = Fa2 = Ft*tg*cos1 = 1048,5 * tg 20 * cos 35 = 309,5 Н

Аналогично осевая сила на шестерне Fa1 и радиальная на колесе Fr2 равны, но противоположны по направлению.

Fr2 = Fa1 = Ft*tg*sin1 = 1048,5 * tg 20 * sin 35 = 215,2 Н

Примечание: окружная сила для шестерни направлена противоположно вращению, а для колеса совпадает с направлением вращения.

6. Проверочный расчет зубчатой конической передачи с прямыми зубьями

Определяем коэффициенты нагрузки:

KH = KH*KH*KHv

KF = KF*KF*KFv

KH и KF коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки между зубьями. Для прямых зубьев KH = KF = 1.

KHv, KFv коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении.

KHv = KFv = 1

KH = 1,16 KF = 1,25

KH = 1 * 1 * 1,16 = 1,16

KF = 1 * 1 * 1,25 = 1,25

Проверка на сопротивление усталости по контактным напряжениям:

[H]

Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала. Для стали 192 МПа1/2.

ZH - коэффициент, учитывающий форму, сопряженных поверхностей.

При = 0, ZH = 2,49

Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для передач с прямыми зубьями.



где - коэффициент торцевого перекрытия

Для конических передач

= [ 1,88 - 3,2*(1/Zv1 + 1/Zv2)]* cos m = [1,88-3,2*(1/30+1/43)]*cos 0 = 1,7

H = 0,85 dm1 = 53,6 мм u = 1,43 b = 15 Ft = 1048,5 H KH = 1,16

3. Проверка на сопротивление усталости по изгибу:

Условие прочности для шестерни.

F1 = YF1*Y*Y*Ft*KF/(F*b*mnm) [F1]

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Y - коэффициент, учитывающий наклон линии зуба

Для прямых зубьев Y = Y = 1

YF1 = 3,54 F = 0,85 Ft = 1048,5 H KF = 1,25 b = 15 mnm = 2

F1 = 3,54*1*1*1048,5*1,25/(0,85*15*2) = 181,97 МПа < 308,8 МПа

7. Расчет поликлиновой ременной передачи

Дано:

P = 3,98 кВт;

n = 993,1 мин-1;

Т = 38,3 Н*м;

u = 1.

1. Выбор сечения ремня в зависимости от крутящего момента

Т < 50 Н*м - " К "

2. Характеристики ремня:

А1 = 6; h = 8; L = 450…2000 м; v<30 м/с; e = 2,4; f = 3,5; H = 4

3. Диаметр ведущего шкива

с = 30

d1 = c * 3 Т = 30 * 338,3 = 101 мм => d1 = 112 мм

4. Диаметр ведомого шкива

= 0,01

d2 = d1 * u * ( 1 - ) = 112 * 1 * 0,99 = 111 мм => d2 = 112 мм

5. Скорость ремня

v = * d1 * n1 / (6*104) = 3,14 * 112 * 993,1/(6*104) = 5,8 м/с

6. Окружная сила

Ft = 103 * P/ v = 103 * 3,98/ 5,8 = 686 Н

7. Межцентровое расстояние

а = 1,5 * d2 / 3u = 1,5 * 112/31 = 168 мм

8. Определение длины ремня по межцентровому расстоянию

L = 2a + *(d1 + d2)/2 + (d2 -d1)2/4a = 2*168 + 3,14*(112+112)/2 + (112-112)2/4*168 = 688 мм => L = 710 мм

9. Уточняем межцентровое расстояние.

10. Наименьшее необходимое межцентровое расстояние для монтажа ремня

amin = a - 0,013*L = 179 - 0,013*710 = 170 мм

11. Наибольшее межцентровое расстояние необходимое для компенсации вытяжки ремня

amax = a + 0,02 * L = 179 + 710*0,02 = 193 мм

12. Угол обхвата ремня на малом шкиве

1 = 2*arcos ((d2 - d1)/2) = 2*arcos((112-112)/2)= 180

13. Определение коэффициентов

с = 1; ср = 0,9; сv = 0,99; сd = 1,9; сL = 1,0

14. Частота пробегов ремня

i = 103* v / L = 103 * 5,8/ 710 = 8,2

15. Эквивалентный диаметр ведущего шкива

т.к. u = 1 => Ku = 1

de = d1 * Ku = 112 * 1 = 112 мм

16. Приведенное полезное напряжение

[F0] = 3,8 МПа

17. Допускаемое полезное напряжение

[F] = [F0] * с * ср * сd * сv * сL = 3,8 * 0,9 * 1 * 1,9 * 0,99 * 1 = 6,4 МПа

18. Число ребер поликлинового ремня

Z' = Ft/( [F] * A1) = 686/(6,4*6) = 17,9

19. Окончательное число клиновых ремней

Z Z' = 17,9 => Z = 18

20. Коэффициент режима при односменной работе

cp' = 1

21. Рабочий коэффициент тяж.

= 0,75 * с * cp' = 0,75 * 1 * 1 = 0,75

22. Коэффициент

m = 1+ / (1-) = 1 + 0,75 / (1 - 0,75) = 7

23. Площадь сечения ремней

А = А1 * z = 6 * 18 = 108 мм

24. Натяжение от центробежных сил

= 1,25 г/см3

Fц= 10-3 * * А * v2 = 10-3 * 1,25 * 108 * (5,8)2 = 4,54 Н

25. Натяжение ветвей при работе

F1 = Ft * m/(m-1) + Fц = 686 * 7 / 6 + 4,54 = 805 Н

F2 = Ft /(m-1) + Fц = 686 / 6 + 4,54 = 119 Н

26. Натяжение ветвей в покое

F0 = 0,5 * ( F1 + F2) - 0,2 * Fц = 0,5*( 805 + 119) - 0,2 * 4,54 = 461 Н

27. Силы, действующие на валы в передачи

а) при работе

Fp = F12 + F22 - 2* F1 * F2 * cos (180 - 1) - 2 * Fц* sin (1/2)

Fp = (805)2 + (119)2 - 2*805*119 - 2 * 4,54 * sin 90 = 676 Н

б) в покое

Fp = 2 * F0 * sin (1/2) = 2 * 461 * sin 90 = 922 Н

28. Размеры профиля канавок на шкивах (по таблице)

= 1,9

29. Наружный диаметр шкивов

de1(2) = d1(2) - = 112 - 1,9 = 110,1 мм

30. Внутренний диаметр шкивов

df1(2) = de1(2) - 2 * H = 110,1 - 2 * 4 = 102,1 мм

31. Ширина поликлинового ремня

B = z * e = 18 * 2,4 = 43,2 мм

32. Ширина шкива

M = 2*f + (z-1) * e = 2 * 3,5 + (18 -1) * 2,4 = 7 + 40,8 = 47,8 мм

Размещено на Allbest.ru