Оглавление
Задание
1. Выбор электродвигателя икинематический расчет
2. Выбор материалов шестерен и колеси определение допускаемых напряжений
3. Расчет тихоходной ступениредуктора
4. Расчет быстроходной ступениредуктора
5. Основные размеры корпуса и крышкиредуктора
6. Расчет ведомого вала и расчетподшипников для него
7. Расчет ведущего вала и расчетподшипников для него
8. Расчет промежуточного вала ирасчет подшипников для него
9. Смазка
10. Проверка прочности шпоночныхсоединений
11. Выбор муфт
Список использованной литературы
Приложение: спецификации редуктора,привода, муфты
Задание
Спроектироватьпривод ленточного конвейера.
Кинематическаясхема привода
/>
Мощностьна валу барабана: Nвых = 1 кВт.
Скоростьленты конвейера: v = 0,7 м/с.
Диаметрбарабана: d = 200 мм.
Графикнагрузки
/>
Срокслужбы: 15 лет.
Ксут= 0,25
Кгод= 0,7
1. Выборэлектродвигателя и кинематический расчет
КПДпривода: η = η12 · η22 · η34 = 0,982 · 0,972 · 0,994= 0,868
η1 = 0,98 – КПДмуфты;
η2 = 0,97 –КПД закрытой зубчатой передачи;
η3 = 0,99 –КПД пары подшипников качения. табл. 1.1, [2]
Требуемаямощность двигателя:
Nдвn = /> = 1 / 0,868 = 1,15 кВт.
Выбираемэлектродвигатель: АИР80В4; Nдв = 1,5 кВт; nдв = 1410 мин-1
dвых × l = 22 × 50 – размеры выходного конца вала.
Частотавращения барабана:
nвых = 60v / πd= 60 · 0,7 / 3,14 · 0,2 = 66,88 мин-1
Передаточноечисло:
U = U1 · U2 = nдв / nвых = 1410 / 66,88 = 21,1
Передаточноечисло тихоходной ступени:
U2 = 0,88/> = 0,88/> = 4,04 табл. 1.3 [2].
Передаточноечисло быстроходной ступени:
U1 = U / U2 = 21,1 / 4,04 = 5,22
Частотавращения валов:
n1 = nдв = 1410 мин-1
n2 = n1 / U1 = 1410 / 5,22 = 270 мин-1
n3 = 66,88 мин-1
Мощностина валах:
N1 = Nдв · η1 · η3 = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт
N2 = N1 · η2 · η3 = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт
N3 = N2 · η2 · η3 = 1,08 · 0,97 · 0,99 = 1,04 кВт
Nвых = 1 кВт
Вращающиемоменты на валах:
Т1= 9550 N1 / n1 = 9550 · 1,12 / 1410 = 7,6 Н·м
Т2= 9550 N2 / n2 = 9550 · 1,08 / 270 = 38,2 Н·м
Т3= 9550 N3 / n3 = 9550 · 1,04 / 66,88 = 148,5 Н·м
Т4= 9550 Nвых / nвых = 9550 · 1 / 66,88 = 142,8 Н·м
2. Выбор материаловшестерен и колес и определение допускаемых напряжений
Материалколес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2; 248,5 НВСР2;σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материалшестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1; 285,5НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа;τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].
Срокслужбы привода:
t = 24· 365 · Kсут · Кгод · Кл = 24· 365 · 0,25 · 0,7 · 15 = 2,3 · 104 ч
Учитываяграфик нагрузки:
t1 = 0,03 · 2,3 · 104 = 0,07· 104 ч
t2 = 0,75 · 2,3 · 104 = 1,73· 104 ч
t3 = 0,22 · 2,3 · 104 = 0,51· 104 ч
NK4= 60 · C · Σ[(Ti / Tmax)3 · n4 · ti] = 60 · 1 · [13 · 66,88 · 0,07 · 104 + 0,73· 66,88 · 1,73 · 104 + 0,23 · 66,88 · 0,51 · 104]= 27 · 106
NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [4] – число цикловперемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
ПриNK4 > NHO, коэффициент долговечности КН43 = КН44= 1.
NFO = 4 · 106 — число циклов перемены напряжений приизгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].
ПриNK > NFO, коэффициент долговечности КF43 = КF44 = 1.
[σ]H3 = 1,8HBCP1+ 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H4 = 1,8HBCP2+ 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F1 = 1,03HBCP1= 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F2 = 1,03HBCP2= 248,5 · 1,03 = 256 МПа
3. Расчет тихоходнойступени редуктора
Межосевоерасстояние из условия контактной прочности зубьев:
α2= Кα(U2 + 1) /> = 495 · (4,04 + 1) /> = 110 мм.
Кα= 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].
КНβ= 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаемα2 = 100 мм.
m =(0,01-0,02) α2 = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.
z3 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 100 / 1,5 · (4,04 + 1) = 26
z4 = z3U2 = 26 · 4,04 = 105
d3 = m z3 = 1,5 · 26 = 39 мм
da3= d3 + 2m = 39+ 2 · 1,5 = 42 мм
dt3= d3 – 2,5m = 39– 2,5 · 1,5 = 35,25 мм
d4 = m z4 = 1,5 · 105 = 157,5 мм
da4= d4 + 2m =157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм
dt4= d4 – 2,5m =157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм
b4 = ψва · α2 = 0,4 · 100 = 40 мм
b3 = b4 + 5 = 40 + 5 = 45 мм
Окружнаяскорость:
V2 = /> = /> = 0,8 м/с
Назначим8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].
Коэффициентформы зуба: уF3 = 3,9, уF4 = 3,6, стр. 42 [1].
[σF3] / уF3= 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF4]/ уF4 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71
Коэффициентнагрузки: КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14
Усилияв зацеплении:
окружное:Ft3 = Ft4= 2T2 / d3 = 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H
радиальное:Fr3 = Fr4= Ft3 · tgα = 1959 · tg 20° = 713 H
Напряжениеизгиба в зубьях колеса:
σF4= Ft4 · КF · уF4 / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа
Прочностьзубьев по изгибу обеспечена.
Проверочныйрасчет зубьев по контактному напряжению:
σН = />/> = />/> = 532 МПа
КН= КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα= 1 стр. 32 [1]; КНβ = 1 табл. 3.1 [1]; КНV = 1,05 стр. 32 [1].
σН> [σ]Н2
Перегрузка
Δσ = ((532 – 514) / 532) · 100% = 3,2%
Δσ = 3,2%
Следовательно,прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.
4. Расчетбыстроходной ступени редуктора
U1 = 5,22
Материалыи допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью
αW1 = Кα(U1 + 1) /> = 495 · (5,22 + 1) /> = 79 мм.
Кα= 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].
КНβ= 1 – при постоянной нагрузке.
ПринимаемαW1 = 80 мм.
m =(0,01-0,02) αW1 = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.
z1 = 2αW1 / m(U1 + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21
z2 = z1U1 = 21 · 5,22 = 110
d1 = m z1 = 1,25 · 21 = 26,25 мм
da1= d1 + 2m =26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм
dt1= d1 – 2,5m =26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм
d2 = m z2 = 1,25 · 110 = 137,5 мм
da2= d2 + 2m =137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм
dt2= d2 – 2,5m =137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм
b2 = ψва · αW1 = 0,315 · 80 = 25 мм
b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм
Коэффициентформы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6, стр. 42 [1].
Усилияв зацеплении:
окружное:Ft1 = Ft2= 2T1 / d1 = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H
радиальное:Fr1 = Fr2= Ft1 · tgα = 579 · tg 20° = 211 H
[σF1] / уF1= 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2]/ уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71
Коэффициентнагрузки: КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 табл. 3.7 [1], KFV = 1,25 табл. 3.8 [1].
Напряжениеизгиба в зубьях колеса:
σF2= Ft2 · КF · уF2 / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа
Прочностьзубьев по изгибу обеспечена.
Напряжениеизгиба при перегрузке:
σFmax = σF · Tmax / Tном = 87 · 2,2 = 192
[σFmax] = 2,74НВ2 = 2,74 · 248,5= 681 МПа
Проверочныйрасчет зубьев по контактному напряжению:
σН2 = />/> = />/> = 461 МПа
КН= КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα= 1 стр. 32 [1]; КНβ = 1 табл. 3.1 [1]; КНV = 1,05 стр. 32 [1].
Проверкаконтактных напряжений при перегрузке:
σmax = σН · /> = 461 · /> = 684 МПа
[σНпр] = 3,1 · σТ = 3,1 · 540 = 1674 МПа
Окружнаяскорость в зацеплении:
V1 = /> = 3,14 · 0,02625 · 1410 / 60 = 2,8м/с
Назначим8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].
5. Основные размерыкорпуса и крышки редуктора
Толщинастенок:
δ= 0,025αW2 + 3 = 0,025 · 100 + 3 = 5,5 мм
δ1= 0,02αW2 + 3 = 0,02 · 100 + 3 = 5 мм
Принимаем:δ = δ1 = 8 мм
Толщинапоясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм
Толщинабобышки крепления на раму:
p =2,35δ = 2,35 · 8 = 20 мм
Диаметрыболтов:
d1 = 0,03αW2 + 12 = 0,03 · 100 + 12 = 15 мм – М16
d2 = 0,75d1 = 0,75 · 16 = 12 мм – М12
d3 = 0,6d1 = 0,6 · 16 = 9,6 мм – М10
d4 = 0,5d1 = 0,5 · 16 = 8 мм – М8
6. Расчет ведомоговала и расчет подшипников для него
Диаметрвыходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d = />= /> = 31 мм
Принимаем:выходной диаметр Ø36 мм, под подшипники – Ø40 мм, под колесо —
Ø45мм.
Усилиеот муфты: FM = 250/> = 250/> = 3047 H
Ft4= 1959 H, Fr4 = 713 H, a = 53 мм, b = 103 мм, с = 100 мм.
/>
Реакцииот усилий в зацеплении:
RAx(a + b) – Ft4b = 0; RAx =Ft4b / (a + b) = 1959 · 0,103 / 0,156 = 1294 H
RBx = Ft4 — RAx = 1959 –1294 = 665 H
Mx = RBxb = 665 · 0,103 = 69 H · м
RAy = Fr4b / (a + b) = 713 · 0,103 / 0,156= 471 H
RBy = Fr4 — RAy = 713 – 471= 242 H
My = RByb = 242 · 0,103 = 25 H · м
Реакцииот усилия муфты:
FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156= 5000 H
RBFм = RAFм — FM = 5000 – 3047 = 1953 H
RA = /> = /> = 1377 H
RB = /> = /> = 708 H
Длярасчета подшипников:
RA' = RA + RAFм = 1377 + 5000 = 6377 H
RB' = RB + RBFм = 708 + 1953 = 2661 H
Опасноесечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – Iвызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Реакцииот усилия муфты:
FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 3047 · 0,256 / 0,156= 5000 H
RBFм = RAFм — FM = 5000 – 3047 = 1953 H
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Расчетвала в сечении I — I на сопротивление усталости.
σа= σu = МAFм / 0,1d3 = 304,7 · 103 / 0,1 · 403= 47,6 МПа
τа= τк /2 = Т3 / 2 · 0,2d3 = 148,5 · 103 / 0,4 · 403 = 5,8 МПа
Кσ/ Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ/ Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД= (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1)· 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) · 1 = 3,8
KτД= (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1)· 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) · 1 = 2,2
σ-1Д= σ-1 / KσД= 360 / 3,8 = 94,7 МПа, τ-1Д = τ-1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 47,6 =2; Sτ = τ-1Д / τа = 91 / 5,8 = 15,7
S = Sσ Sτ / /> = 2 · 15,7 / /> = 2,6 > [S] = 2,5
Прочностьвала обеспечена.
Выбортипа подшипника.
Осевыенагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №208, С = 32кН, С0= 17,8 кН, d×D×B = 40×80×18
QA = RA' KδKT = 6377 · 1,3 · 1 = 8290 H
Ресурсподшипника:
Lh = a23(C / QA)m(106 / 60n3) = 0,8 · (32 / 8,29)3 · (106/ 60 · 66,88) = 1,1 · 104 ч
1,1 · 104 ч
Таккак Lh
d×D×B = 40×90×23, тогда:
Lh = 0,7 · (80,9 / 8,29)3,3 · (106 / 60 · 66,88) =3,2 · 104 ч > [t] =2,5 · 104 ч
Подшипникподходит.
7. Расчет ведущеговала и расчет подшипников для него
Диаметрвыходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d = />= /> = 11,5 мм
Принимаем:dвых = dэл.дв. = 22 мм, под подшипники – Ø25 мм. Вал изготовлензаодно с шестерней Z1.
Усилиеот муфты: FM = 125/> = 125/> = 345 H
Ft1= 579 H, Fr1 = 211 H, a = 40 мм, b = 115 мм, с = 80 мм.
Реакцииот усилий в зацеплении:
RBx(a + b) – Ft1a = 0; RBx =Ft1a / (a + b) = 579 · 0,04 / 0,155 = 149 H
/>
RAx = Ft1 – RBx = 579 – 149= 430 H
Mx = RAxa = 430 · 0,04 = 17,2 H · м
RBy = Fr1a / (a + b) = 211 · 0,04 /0,155 = 55 H
RAy = Fr1 – RBy = 211 – 55 =156 H
My = RByb = 55 · 0,115 = 6 H · м
Реакцииот усилия муфты:
FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 345 · 0,235 / 0,155 =523 H
RBFм = RAFм — FM = 523 – 345 = 178 H
МХFм = RBFм b = 178 · 0,115 = 20,5 Н · м
МАFм = FM с = 345 · 0,08 = 27,6 Н · м
RA = /> = /> = 457 H
RB = /> = /> = 159 H
Длярасчета подшипников:
RA' = RA + RAFм = 457 + 523 = 980 H
RB' = RB + RBFм = 159 + 178 = 337 H
Опасноесечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – Iвызвана нарезкой зубьев.
МI-I = /> = /> = 38,2Н · м
Определимдиаметр вала в опасном сечении при совместном действии изгиба и кручения:
Мпр= /> = />= 38,8 Н · м
dI-I= /> = /> = 18,6 мм
Прочностьвала обеспечена.
Выбортипа подшипника.
Осевыенагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №205,
С= 14 кН, С0= 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15
QA = RA' KδKT = 980 · 1,3 · 1 = 1274 H
Ресурсподшипника:
Lh = a23(C / QA)m (106/ 60n1) = 0,8 · (14 / 1,27)3 · (106 / 60 ·1410) = 1,3 · 104 ч
1,3 · 104 ч
Таккак Lh
d×D×B = 25×62×17,
тогда
Lh = 0,7 · (40,2 / 1,27)3,3 · (106 / 60 · 1410) = 7,3· 104 ч > [t] =2,5 · 104 ч
Подшипникподходит.
8. Расчетпромежуточного вала и расчет подшипников для него
Исходныеданные:
Ft2= 579 H, Fr2 = 211 H, k = 43 мм, d = 60 мм, l = 54 мм, Ft3 = 1959 H, Fr3 = 713 H.
/>
RСx(l + d + k) – Ft3(k+ d) — Ft2k = 0;
RCx = (Ft3(k + d) + Ft2k) /(l + d + k) = (1959 · 0,103+ 579 · 0,043)/ 0,157 = 1444 H
RDx = Ft3 + Ft2 – RCx= 1959 + 579 – 1444 = 1094 H
RCy = (Fr3(k + d) — Fr2k) /(l + d + k) = (713 · 0,103- 211 · 0,043)/ 0,157 = 410 H
RDy = Fr3 — Fr2 – RCy= 713 — 211 – 410 = 92 H
Mx = RCxl = 1444 · 0,054 = 78 H · м; M'x = RDxk =1094 · 0,043 = 47 H · м
My = RCyl = 410 · 0,054 = 22 H · м; M'y = RDyk =92 · 0,043 = 4 H · м
MI-I = /> = /> = 81 H · м
RC = /> = /> = 1501 H
RD = /> = /> = 1098 H
Опасноесечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – Iвызвана нарезкой зубьев. Определим диаметр вала в сечении I – I по совместному действию изгиба и кручения:
Мпр= /> = />= 87,5 Н · м
dI-I= /> = /> = 24,4 мм
Прочностьвала обеспечена.
Вализготовлен заодно с шестерней z3. Принято: под колесом z2 – Ø30 мм, под подшипниками – Ø25 мм. Выбортипа подшипника. Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальныешарикоподшипники №205,
С= 14 кН, С0= 6,95 кН, d×D×B = 25×52×15
QС = RС KδKT = 1501 · 1,3 · 1 = 1951 H
Ресурсподшипника:
Lh = a23(C / QС)m (106 / 60n2) = 0,8 · (14 / 1,95)3 · (106 / 60· 270) = 1,8 · 104 ч
1,8 · 104 ч
Таккак Lh
С= 40,2 кН;
d×D×B = 25×62×17, тогда:
Lh = 0,7 · (40,2 / 1,95)3,3 · (106 / 60 · 270) = 9,3· 104 ч > [t] =2,5 · 104 ч
Подшипникподходит.
9. Смазка
Смазказубчатых зацеплений осуществляется окунанием меньшего зубчатого колеса в маслона полную высоту зуба.
Вязкостьмасла по табл. 11.1 [2]:
V1 = 2,8 м/с – V40° = 28 мм2/с
V2 = 0,8 м/с – V40° = 34 мм2/с
V40°ср = 31 мм2/с
Потаблице 11.2 [2] принимаем масло индустриальное И-Г-А-32, у которого
V40°C = 29-35 мм2/с. Подшипникисмазываются тем же маслом, что и зацепления за счет разбрызгивания масла иобразования масляного тумана.
10.Проверка прочности шпоночных соединений
Напряжениесмятия:
σсм= 2Т / d(l – b)(h – t1)
Ведущийвал Ø22 мм, шпонка 6 × 6 × 40, t1 = 3,5 мм.
σсм= 2 · 7,6 · 103 / 22 · (40 – 6)(6 – 3,5) = 8,12 МПа
Промежуточныйвал Ø30 мм, шпонка 8 × 7 × 36, t1 = 4 мм.
σсм= 2 · 38,2 · 103 / 30 · (36 – 8)(7 – 4) = 23 МПа
Ведомыйвал Ø36 мм, шпонка 10 × 8 × 45, t1 = 5 мм.
σсм= 2 · 148,5 · 103 / 36 · (45 – 10)(8 – 5) = 80,8 МПа
Ведомыйвал Ø45 мм, шпонка 14 × 9 × 50, t1 = 5,5 мм.
σсм= 2 · 148,5 · 103 / 45 · (50 – 14)(9 – 5,5) = 52,8 МПа
11.Выбор муфт
Муфта,соединяющая ведущий вал с валом электродвигателя.
Диаметрыконцов валов: Ø22 мм.
ПоГОСТ 21424-93 принята муфта:
Муфта63-22-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[T] = 63 Н · м, D × L = 100 × 104.
Внашем случае: Т1 = 7,6 Н · м
Муфта,соединяющая ведомый вал с валом барабана.
Диаметрыконцов валов: Ø36 мм.
ПоГОСТ 21424-93 принята муфта:
Муфта250-36-1-У3 ГОСТ 21424-93.
[T] = 250 Н · м, D × L = 140 × 165.
Внашем случае: Т3 = 148,5 Н · м
Запасу муфт большой, поэтому проверять втулки резиновые на смятие и пальцы на изгибнет надобности.
Списокиспользованной литературы
1. С.А. Чернавский идр. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев,С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов –Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит –Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.