Разработка механической части привода главного движения станка мод мод. 1П756ДФ3

• Название: Разработка механической части привода главного движения станка мод мод. 1П756ДФ3
• Дата: 12.11.2020
• Размер: 0.63 Mb.
• Имя файла: praktika (1).docx
• Тип: Практическая работа; #150013
• страница: 2 из 4

5 Расчет мощностей и крутящих моментов

При расчете крутящих моментов необходимо учитывать потери мощности при передачи энергии. Для этого, примем за КПД соответствующих видов передач следующие значения:






Крутящий момент определяется по формуле (12):

(12)

где P – передаваемая мощность;

n – частота вращения вала (об/мин).

Мощность на валу I:



Мощность на валу II:



Мощность на валу III:



Мощность на валу IV:


Момент на валу I:



Момент на валу II:



Момент на валу III:



Момент на валу IV:


6 Расчет геометрических параметров зубчатых передач

Формула для расчета межосевого расстояния (13):

(13)

где ;

коэффицент ширины венца ( ;

передаточное число передачи;

крутящий момент на тихоходном валу;

;


Делительный диаметр колеса можно найти по формуле (14):

(14)

где межосевое расстояние;

передаточное число передачи.
Для нахождения ширины венца колеса применяется формула (15):

(15)

где межосевое расстояние;

коэффицент ширины венца ( .
Модуль зацепления передачи рассчитывается по формуле (16):

(16)

где ;

крутящий момент на валу колеса;

делительный диаметр колеса;

;


После расчета по формуле (16), модуль округляется до значения из стандартного ряда.




Рисунок 6.1 – Ряд стандартных значений модуля зубчатых колес


Значение межосевого расстояния уточняется с помощью выражения (17):

(17)

где сумма зубьев зацепления;

m модуль зацепления.

После расчета параметров зацеплений, вычисляются геометрические параметры зубчатых колес. Делительный диаметр рассчитывается по формуле (18):

(18)

Диаметр вершин зубьев – по формуле (19):

(19)

Диаметр впадин зубьев – по формуле (20):

(20)

Ширина венца колеса рассчитывается по формуле (21):

(21)

Ширина венца шестерни – по формуле (22):

(22)

Расчет

В данной коробке передач имеются 3 зубчатых зацепления.

По формуле (13), находим межосевые расстояния:






Находим расчетные делительные диаметры колес по формуле (14):






Рассчитываем ширину венцов колеса по формуле (15):






Находим расчетные модули по формуле (16):







Значение модуля выбираем одинаковым для всех зацеплений, округляя большее число до одного из стандартных (первый ряд предпочтительнее). Принимаем:


Пересчитываем значение межосевого расстояния по формуле (17):


Затем, по формулам (18) – (22), рассчитываем геометрические параметры зубчатых колес:
Таблица 6.1 – Параметры шестерни и колеса

	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	140	112
Диаметр вершин, мм	147	119
Диаметр впадин, мм	131,6	103,6
Ширина венца, мм	37,8	37,8

Таблица 6.2 – Параметры шестерни и колеса

	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	140	112
Диаметр вершин, мм	147	119
Диаметр впадин, мм	131,6	103,6
Ширина венца, мм	37,8	37,8

Таблица 6.3 – Параметры шестерни и колеса

	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм	154	98
Диаметр вершин, мм	161	105
Диаметр впадин, мм	145,6	89,6
Ширина венца, мм	37,8	37,8

7 Проверочные расчеты на прочность

Расчитанные в этом пункте напряжения не должны превышать максимальных, полученных в пунке 4.

Для нахождения окружной силы зубчатых колес используется формула (23):

(23)

где – момент кручения на колесе;

– диаметр колеса.
Формула (24) используется для нахождения контактных напряжений:

(24)

где – окружная сила колеса;

i – передаточное отношение зубчатой передачи;

K – вспомогательный коэффицент (K = 436);

K_p – коэффицент нагрузки (K_p = 1,27) ;

d₂ – диаметр колеса;

b₂ – ширина зубчатого венца.

Напряжения изгиба зубьев определяются по формулам (25) и (26).
Напряжение изгиба колеса – по формуле (25):

(25)

Напряжение изгиба шестерни – по формуле (26):

(26)

где m – модуль зубчатого колеса;

b₂ – ширина зубчатого венца;

– окружная сила колеса.
По формуле (23), рассчитываем окружуную силу колес:






По формуле (24), находим контактное напряжение:






По формуле (25), напряжения изгиба:












Полученные значения меньше минимально допустимых для колес:




8 Расчет поликлиноременных передач


Рисунок 8.1 – Номограмма для определения типа сечения ремня
Расчет начинается с определения типа сечения ремня и определения диапазона диаметров шкивов по номограмме (рис. 8.1), с помощью мощности и частоты вращения на ведущем шкив

Затем, необходимо найти минимальный диаметр ведущего шкива с помощью формулы (27):

(27)

где – момент на ведущем шкиве.
После этого необходимо приблизительно определить диаметр ведомого шкива, формула (28):

(28)

где – необходимое передаточное отношение.
Полученные диаметры округляются до значений стандартого ряда:


Рисунок 8.2 – Стандартный ряд диаметров шкивов


Отношение передачи рассчитывается по формуле (29):

(29)

где – коэффициент скольжения ( .
Отклонение фактического передаточного числа от расчетного находится по формуле (30):

(30)

где – фактическое передаточное отношение;

– требуемое передаточное отношение.
Межосевое расстояние клиноременной передачи рассчитывается по формуле (31):

(31)

где H – высота сечения поликлинового ремня.
По формуле (32), находится расчетная длина поликлинового ремня:

(32)

Значение длины округляется до ближайшего из стандартного ряда (рис. 8.3):




Рисунок 8.3 – Стандартный ряд длин ремня


Формулой (33) уточняется значение межосевого расстояния:

(33)

Угол обхвата шкива рассчитывается по формуле (34):

(34)

Скорость ремня рассчитывается по формуле (35):

(35)

где – частота вращения ведущего шкива.
Число клиньев ремня можно найти по формуле (36):

(36)

где – приведенная мощность для ремня с десятью клиньями (зависит от (35));

– номинальная мощность двигателя.

Формула (37) позволяет найти площадь поперечного сечения ремня:

(37)

где p – шаг ремня;

H – толщина ремня;

h – высота профиля клина.
Последний параметр – сила давления ремня на вал, формула (38):

(38)

где – допускаемое напряжение ( .