- •Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин
- •Техническое задание
- •Содержание
- •Введение
- •1 Кинематический и силовой расчет привода
- •1.1 Выбор двигателя
- •1.1.1 Расчет мощности двигателя
- •1.1.2 Определение расчетной частоты вращения электродвигателя
- •1.2 Кинематический расчет привода
- •2 Проектировочный расчет закрытой передачи
- •2.1 Выбор материала червяка
- •2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба червячных колес
- •2.3 Проектировочный расчет червячной передачи
- •2.4 Проверочный расчет
- •2.4.1 Проверка прочности зубьев червячного колеса по контактным напряжениям
- •2.4.2 Проверочный расчет зубьев червячного колеса на изгиб
- •2.5 Определение кпд червячной передачи
- •2.6 Силы в зацеплении червячной передачи
- •2.7 Тепловой расчет червячной передачи
- •2.8 Выбор смазки
- •3 Эскизная компоновка редуктора
- •4 Расчет цепной передачи
- •4.1 Проектировочный расчет
- •4.2 Проверочный расчет
- •5 Проверочный расчет валов
- •5.1 Расчет червячного вала
- •5.2 Расчет вала червячного колеса
- •6 Подбор и проверка подшипников
- •6.1 Расчет подшипников быстроходного вала
- •6.2 Расчет подшипников тихоходного вала
- •7 Расчет шпоночных соединений
- •8 Выбор муфты
- •Заключение
- •Список литературы
2.5 Определение кпд червячной передачи
КПД червячной передачи определяется по формуле
где – угол подъема винтовой линии [2];
– угол трения [2].
При м/с . Примем [2].
Отклонение от принятого в расчетах составляет:
Отклонение менее 7% допустимо.
2.6 Силы в зацеплении червячной передачи
Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Радиальная сила :
2.7 Тепловой расчет червячной передачи
Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:
где – температура окружающего воздуха, ;
– мощность на валу червяка, Вт;
– КПД червячной передачи;
– коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 );
– коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса в раму (обычно ).
Площадь (м2) поверхности охлаждения корпуса равна сумме площадей поверхностей всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме. Приближенно площадь (м2) поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния. При мм м2 [1].
При естественном охлаждении принимаем Вт/(м2 ); [1].
Условия , , выполняются, расчет передачи выполнен верно.
2.8 Выбор смазки
С учетом скорости скольжения и контактных напряжений по рекомендации [3] выбираем масло индустриальное для тяжелонагруженных узлов с антиокислительными, антикоррозионными, противоизносными и противозадирными присадками с кинематической вязкостью при 40º C 198…242 мм2/с И-Т-Д-220 ТУ 38.1011337-00.
Рекомендуемое количество масла в ванне [3]:
где – передаваемая мощность, кВт.
Рассчитаем объем масляной ванны:
где – средняя площадь масляной ванны, ;
– высота уровня масла.
Сравнивая с рекомендуемым значением, делаем вывод о том, что требуемый режим смазки обеспечивается.
3 Эскизная компоновка редуктора
Диаметры валов определяются по формуле (приложение П.21) [1]:
где – крутящий момент на валу, Н∙м;
МПа – допускаемое касательное напряжение.
Диаметр конца червячного вала:
По ГОСТ 12080-66 принимаем мм.
Диаметр под подшипник:
Диаметр под червяк:
Диаметр конца вала червячного колеса:
По ГОСТ 6636-69 принимаем мм.
Диаметр под подшипник:
Диаметр под колесо:
Опорная длина червячного колеса:
Толщина стенки корпуса:
где – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н∙м.
По ГОСТ 6636-69 принимаем мм.
Диаметр отверстий под болты:
По ГОСТ 7796-70 принимаем мм.
Ширина фланца корпуса:
Найдем зазор между зубчатым венцом и корпусом:
По ГОСТ 6636-69 принимаем мм.
Остальные размеры подбираем конструктивно с учетом рекомендаций приложения П.21 [1]. Подшипники выбираем по ГОСТ 831-75.
Компоновка редуктора представлена на рис. 3 и рис.4.
Рисунок 3
Рисунок 4
4 Расчет цепной передачи
4.1 Проектировочный расчет
Задаемся числом зубьев меньшей звездочки [1]:
Принимаем , тогда
Принимаем . Уточняем передаточное число:
Вращающие моменты на валах передачи:
где – крутящий момент входного вала цепной передачи, ;
– мощность на входном валу цепной передачи, Вт;
– угловая скорость входного вала цепной передачи, рад/с;
где – крутящий момент выходного вала цепной передачи, ;
Частоты вращения на валах передачи:
где – частота вращения входного вала цепной передачи, ;
где – частота вращения выходного вала цепной передачи, ;
Определяем ориентировочный шаг цепи по формуле:
где – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;
– число зубьев на этой звездочке;
– допускаемое давление в шарнирах цепи по нормам DIN 8195 [2];
– коэффициент [1]:
– коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при слабых толчках );
– коэффициент, учитывающий межосевое расстояние (для );
– коэффициент, зависящий от способа смазки (при непрерывном смазывании );
– коэффициент, учитывающий продолжительность рабочего дня (при работе в одну смену );
– коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к горизонту (при наклоне менее 60º );
– коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи (для нерегулируемой передачи ).
Таким образом,
принимаем равным 35 МПа [4]. Тогда
Находим ближайшее стандартное значение шага цепи и основные размеры и габариты цепи:
- шаг цепи: мм;
- масса 1 м длины: кг;
- диаметр валика: мм;
- ширина цепи: мм;
- площадь: мм2.
Межосевое расстояние:
Определяем скорость цепи:
Допускаемое давление в шарнирах цепи в зависимости от шага цепи принимаем по DIN 8195 МПа.
Проверяем расчетное давление:
Условие выполнено. Окончательно принимаем цепь ПР-25,4-5000 ГОСТ 10947-64 (приложение П.18) [1].
Число звеньев цепи:
Принимаем . Длина цепи:
Уточняем межцентровое расстояние:
Для обеспечения провисания цепи межосевое расстояние уменьшаем на . Отсюда вычисляем монтажное межцентровое расстояние: