III. Расчет зубчатой передачи

I. Кинематический расчет привода

Выбор двигателя

1.Определим мощность на выходном валу:

Р_вых = Т_вых * _вых

_вых = (π * n_вых)/30

_вых = (3,14 * 4000)/30 = 418,6 (рад/с)

Р_вых = 0,6 * 418,6 = 251,16 (Вт)

2.Определим мощность на выходном валу:

Р_дв = (Р_вых / _общ)*ξ,

где ξ = 1,1 ÷ 1,2;

_общ = _р.п. * _з.п. * _м * ³ _пш ,

где _р.п. = 0,9 ÷ 0,92; _з.п. = 0,96 ÷ 0,98

_м = 0,99; _пш = 0,99

_общ = 0,92 * 0,98 * 0,99 * 0,99³ = 0,85

Р_дв = (1,1 *251,16)*0,85=0,36кВт

Из таблицы 2.1. (стр. 41) [1] выберем двигатель, который соответствует рассчитанной мощности. Это трехфазный асинхронный двигатель типа 4 А, где Р_дв = 0,37 кВт; n_дв = 1000 об/мин.

3.Определим угловую скорость и крутящий момент двигателя:

_дв = (π * n_дв) / 30

_дв = (3,14 * 1000) / 30 = 104 (рад/с)

Т_дв = Р_дв / _дв

Т_дв = 0,37 / 104 = 0,8 (Н*м)

4.Определим передаточное число привода и его ступеней

 

U_общ = n_дв / n_вых

U_общ = 1000 / 4000 = ¼

I_общ =4(передаточное число)

i_общ = i_р.п.* i_з.п.

i_з.п. = 2

i_р.п. = i_общ./ i_з.п.

i_р.п.= 2

U_з.п. = ½

U_р.п. = ½

Р₁= Р_дв = 0,37кВт

n₁ = n_дв = 1000 (об/мин)

₁= n₁* π/30

₁=105 (с^-1)

T₁ = Р₁/ ₁

T₁ = 370 /105= 3,52 (Н*м)

U₁₂= ₁/ ₂

₂=105/0,5=210 (с^-1)

n₂ = n_дв/ U₁₂

n₂=3000 / 1,5 = 2000(об/мин)

T₂ = T₁ * U₁₂ * ₁₂

₁₂= _р.п. * _пш

₁₂= 0,93*0,99 = 0,92

T₂ = 3,52 *0,5* 0,92=1,62 (Н*м)

U₂₃= n ₂ n₃= ₂/ ₃

₃=210/0,5=4000(об/мин)

T₃ = T₂ * U₂₃ * ₂₃

₂₃= _з.п. * _пш

₂₃= 0,97* (0,99)² =0,95

T₃ = 1,62 * 0,5*0,95=0,77 (Н*м)

 

II. Расчет ременной передачи

Все расчеты проводим по книге А.Е. Шейнблита «Курсовое проектирование деталей машин». [1]

1.Выберем толщину ремня по табл. 5.1. (стр. 80): δ = 2,8 мм

Определим диаметр ведущего шкива и полученное значение округлим до ближайшего стандартного из табл. К40 (стр. 448): d₁ = 180 мм.

2.Определим диаметр ведомого шкива и округлим полученное значение до ближайшего стандартного из табл. К40 (стр. 448):

d₂=u * d₁*(1 - е)

d₂=2* 180 * (1 -0,02)= 352,8 (мм)

где s = 0,01 ÷ 0,02 - коэффициент скольжения.

3.Определим передаточное число u_ф и его отклонение Δu от заданного u:

u_ф = d₂/d₁ * (1 - е)

u_ф = 352,8 / 180 * (1 -0,01) = 1,9404

Δu = |u_ф - u| * 100% / u < 3%

Δu = |1,9404- 2| * 100% / 2= -2,38 < 3%

4.Определим ориентировочное межосевое расстояние:

а≥2* (d₁ + d₂)

а≥2* (180 + 352,8)

а≥1065,6(мм)

5.Определим расчетную длину ремня:

l = (2 * а) + [(π / 2) * (d₁ + d₂)] + [(d ₂ – d₁ / 4 * a]

l = (2 * 1065,6) + [(3,14/2) * (180 + 352,8)] + [(180 - 352,8)/4 * 1065,6] = 2967, 5 (мм)

6.Определим угол обхвата ремня ведущего шкива:

α₁ = 180° - 57° * (d₂-d₁)/a

α₁ = 180°-57° * (353-180)/800 = 161,76°

α₁ > 150° - условие выполняется

7. Определим скорость ремня:

υ = (π * d₁ * n₁) / (60 * 10³) < [υ], где [υ] = 35 (м/с)

υ = (3,14* 180 * 1000)/(60 * 10³)<[υ]

υ = 9,42 < [d] - условие выполняется

8. Определим частоту пробегов ремня:

U = l / υ ≤ [U]

U = 3000 / 9,42 =0,31 (с^-1)

0,32 ≤ [15] - условие выполняется

 

9.Определим окружную силу, передаваемую ремнем:

F_l = P_ном * 10³ / υ

F_l = 0,37 * 10³ / 9,42 = 39,3 (H)

10.Определим допускаемую удельную окружную силу:

[k_n] = [k_o]*C_θ*C_α*C_υ*C_p*C_d*C_F

[k_n] =1,6 * 1 * 0,94 * 0,68 * 1 * 1,2 * 0,85 = 1,04 (Н/мм²)

где допускаемая удельная окружная сила определяется с помощью табл. 5.1. (стр. 80)

11.Определим ширину ремня и округлим полученное значение до стандартного:

b = F _t / (5 * [к_n])

b = 39,3/(5 *1,04) = 7,56 (мм)

12.Определим площадь поперечного сечения ремня:

А = δ*b

А = 5* 32 = 160 (мм ²)

13.Определим силу предварительного натяжения ремня:

F ₀= А * σ₀ = 160*2 = 320 (Н/мм ²)

14.Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня:

F₁ =F_о + F_t/2

F₁ =(320+39,3)/2 = 339,65 (Н)

F₂ = F_o- F_t/2

F₂ = 320 - 339,65 / 2= 300,35 (Н)

15.Определим силу давления ремня на вал:

F_о.п=2* F _0*sin (α₁/ 2)

F_о.п=2 *230 * sin (167,7/ 2) =636,31 (Н)

Проверочный расчет:

Проверим прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:

σ_max = σ₁+ σ_и + σ _υ ≤ [σ]_р

а) σ₁-напряжение растяжения в плоском ремне, Н / мм ²:

σ₁=F₀/A+F_l/2*A

σ₁=320/160+39,3/2*160=2,12(Н /мм ²)

б) σ_и - напряжения изгиба в плоском ремне Н / мм ²:

σ_и = E_и * δ / d₁, где E_и = 80…100 (мм ²)

σ_и = 80 * (5/180)=2,22 (Н /мм ²)

в) σ _υ - напряжения от центра сил в плоском ремне Н / мм ²:

σ _υ = ρ * υ ² * 10 ^-6, где ρ = 1000…1200 кг / м ³

σ _υ = 1010 * 9,42² * 10 ^-6 = 0,0896 (Н /мм ²)

г) Допускаемое напряжение растяжения в плоском ремне Н / мм ²:

[σ]_р = 8 (Н /мм ²)

4,43 ≤ 8 (Н /мм ²)

Вывод: передача обеспечивается необходимой прочностью.

III. Расчет зубчатой передачи

1.Пусть z₁=20

2. z₂ = u_1* z₂₌ 2*20=40

3. Принимаем m = 2 (мм ²)

4..Определим фактическое межосевое расстояние прямозубой передачи:

α_w=(d₁₊ d₂)/2

α_w=(40+80)/2=60 мм

5. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

а) Делительный диаметр:

d₁ = m * z₁

d₁ = 2* 20 =40 (мм)

d₂ = m * z₂

d₂ = 2840=80 (мм)

б) Диаметр вершин зубьев:

d_a1 = d₁ + 2 * m

d_a1 = 40+2*2=44 (мм)

d_a2 = d₂ + 2 * m

d_a2 = 80=2*2=84 (мм)

в) Диаметр впадин зубьев:

d_f1 = d₁ – 2,4 * m

d_f1 = 40-2,4*2 =35,2 (мм)

d_f2 = d₂ – 2,4 * m

d_f2 = 80-2,4*2 =75,2 (мм)

г) Ширина венца:

b₂ = * α_w

b₂ = 0,25 * 60=15 (мм)

b₁ = b₂ + (2…4) мм

b₁ = 15+3 =18 (мм)

Проверочный расчет:

1.Проверим межосевое расстояние:

α_w = (d₁ + d₂) / 2

α_w = (40+80)/2=60 (мм)

2.Проверим контактные напряжения σ_H, H / мм ²:

σ_н = K * ≤ [σ]_н

σ_н = 436 *

≤ (H / мм ²)

а) K – вспомогательный коэффициент

K = 436

б) ­ окружная сила в зацеплении, Н:

= 2 * T₂ * 10³ / d₂

= 2 * 1,62 * 10³ / 80=40,5 (Н)

 

σ =К

 

в) K - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки

между зубьями. K =1.

г) К — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от

окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3);

3. Проверим натяжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2 ,Н/мм²:

σ_F2 = Y_F2 * Y_β * * / b₂ * m ≤ [σ]_F2

σ_F2 = (Н/мм²)

σ_F1 = σ_F2 * Y_F1 / Y_F2 ≤ [σ]_F1

σ_F1 = (Н/мм²)

а) - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

= 1

б) - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба:

= 1

в) - коэффициент динамической нагрузки:

= 1,8

г) Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса:

Y_F1 = 4,27

Y_F2 = 3,75

д) Y_β - коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y_β = 1

 

Заключение

При выполнении проекта механизма я провела кинематические расчеты, определила расчёт привода ротационного челнока полуавтомата 25-1 кл,выполнила расчеты конструкции на прочность и долговечность, решила вопросы с выбором материала для отдельных звеньев механизма.

В ходе работы я ознакомилась с справочной литературой на данную тематику; действующими стандартами и нормами. Этими знаниями я воспользовалась при выборе конструкций, материалов и размеров деталей и при выполнении конструкторской документации: пояснительной записки, сборочных и рабочих чертежей, включающих составление технических требований.

Выполнение курсового проекта по дисциплине «Детали машин» - работа по решению комплексной инженерной задачи. Знания и опыт, приобретенные при выполнении этого проекта, являются базой для выполнения в дальнейшем более сложных проектов по специальным дисциплинам и решения задач общетехнического характера.