1. Заданиена курсовой проект
Привод состоитиз следующих основных частей (рисунок 1.1):
1 –электродвигатель;
2 –клиноременная передача;
3 – коническийредуктор с прямыми зубьями;
4 – открытаязубчатая пара с прямыми зубьями.
/>
Рисунок1.1 – Кинематическая схема привода
Исходные данные:
/> кВт;
/> об/мин.
Тип ремня – клиновой.
Тип зубаконической и цилиндрической передач – прямой.
2. Кинематический расчет привода
2.1 Подбор приводного электродвигателя
Определимтребующую мощность электродвигателя /1, с. 5/
/>
где />– общий КПДпривода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач/1, с. 5/.
/>,
где /> – КПДременной передачи;
/> – КПД закрытойконической передачи;
/> – КПД открытойцилиндрической передачи.
/> кВт.
Примем /> кВт /1, с.459/.
Перегрузкасоставляет /> – приводбудет испытывать перегрузку по мощности, это связано с тем, что ряд мощностейсерии АИР не предусматривает промежуточных значений между /> и /> кВт.
Для того чтобыразмеры редуктора, открытой и ременной передач были средними, примем двигательмарки AИР132М4 с синхронной частотой вращения 1500об/мин /1,2/ (таблица 1).
Таблица 2.1.1 –Характеристика принятого электродвигателяТип двигателя Мощность, кВт Синхр. частота вращения, об/мин Скольжение s, %
КПД,
%
/> АИР 132М4 11 1500 3,5 87,5 2
Определимноминальную частоту вращения вала электродвигателя
/>об/мин.2.2 Определение передаточных чисел привода
Определимисходное суммарное передаточное число привода
/>,
где />– асинхроннаячастота вращения двигателя, об/мин.
/>.
По рекомендациям/1, с. 7/ подберем передаточные числа привода.
Примем />– ременнаяпередача;
/> – коническая закрытаяпередача;
/> – цилиндрическаяоткрытая передача.
Определимразницу между расчетными исходным /> передаточным числом привода иновым принятым /> /2, с. 12/
/>;
/>;
/> – что допустимо.
2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей навалах привода
/> об/мин;
/> об/мин;
/> об/мин;
/> об/мин;
/> рад/с;
/> рад/с;
/> рад/с;
/> рад/с.
2.4Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода
/> Нм;
/> Нм;
/> Нм;
/> Нм;
/> кВт;
/> кВт;
/> кВт;
/> кВт.
Для удобствапросмотра кинематический расчет сведем в таблицу (табл. 2.4.1)
Таблица 2.4.1 –Результат кинематического расчета№ вала n, об/мин
/>, рад/с Р, кВт Т, Нм
/>
/>
/> 1 1447 151,53 8 52,8 2,3 2 629 65,88 7,52 114,14 4 3 157 16,47 7,29 442,87 3,15 4 50 5,23 7 1339,25
3. Расчет закрытой коническойпередачи
Индексы валовпривода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующемобразом, вал который является входным (быстроходным) в редуктор будет иметьиндекс «1», а выходной (тихоходный) – индекс «2», это связано с удобствомведения расчета. 3.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев
С цельюсокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту жесталь – 40Х.
Назначаем дляшестерни и колеса твердость рабочих поверхностей зубьев – НB300 /3, с. 129/ с термической обработкой – улучшение. 3.2 Определение допускаемых напряжений
Расчет зубчатыхпередач на прочность выполняют по допускаемым контактным /> и изгибным /> напряжениям.Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87, но безряда коэффициентов, в большинстве случаев равных или близких единице /3, с.130/.
3.2.1 Допускаемое контактное напряжение
Допускаемоеконтактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала
/>,
где />– пределконтактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовомучислу циклов /> перемены напряжений, МПа;
/> – минимальныйкоэффициент запаса прочности;
/> – коэффициентдолговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
/> МПа /3, с. 132/;
/> – для зубчатых колес содинаковой структурой материала при улучшении;
/> – для длительноработающей передачи (с ресурсом />ч).
/> МПа.
3.2.2 Допускаемое изгибное напряжение
Допускаемоенапряжение изгиба при расчете на прочность
/>,
где />– пределвыносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу цикловнапряжений и определяемый экспериментально на основе кривых усталости /3, с.132/, МПа;
/> – минимальныйкоэффициент запаса прочности;
/> – коэффициент,учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
/> – коэффициентдолговечности.
/> МПа /3, с. 132/;
/> – для зубчатых колес,изготовленных из паковок;
/> – при одностороннемприложении нагрузки;
/> – для длительноработающей передачи (с ресурсом /> ч).
/> МПа.3.3 Определение параметров передачи
3.3.1 Внешний делительный диаметр колеса ведомого колеса
/>,
где />–вспомогательный коэффициент;
/> – номинальныйвращающий момент на валу колеса, Нм;
/> –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширинезубчатого колеса;
Дляприрабатывающейся передачи (НВ находим по следующей формуле
/>;
где />– коэффициентрежима;
/> – приумеренных колебаниях нагрузки;
/> –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширинезубчатого колеса до приработки зубьев.
Коэффициент /> принимаемв зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор икоэффициента /> /3, с. 136/.
/>;
/>;
/>;
/> – коэффициент видазубьев;
/> – для прямых зубьев.
/> мм.
Примемстандартное значение />мм /3, с. 145/.
3.3.2 Ширина венца колес
При одинаковойтвердости поверхностей ширину венца шестерни принимаем равной ширине венцаколеса /> мм.
3.3.3Число зубьев передачи
Число зубьевколеса
/>;
/> – коэффициентопределяемый от способа упрочнения зубьев /3, с. 146/.
/>.
Число зубьевшестерни
/>.
Определимфактическое передаточное число
/>
Отклонение отзаданного передаточного числа отсутствуют.
3.3.3 Внешний окружной модуль
Минимальноезначение внешнего окружного модуля зубьев определим из условия прочности приизгибе /3, с. 147/
/>,
где />– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширинезубчатого колеса до приработки зубьев /3, с. 137/;
/> – коэффициентвида зубьев;
/> – для прямыхзубьев.
/> мм.
Определимвнешний окружной модуль для колес с прямыми зубьями по формуле
/>.
3.3.4 Основные геометрические параметры передачи
Углы делительныхконусов:
колеса />;
шестерни />.
Конусноерасстояние:
внешнее />мм;
среднее />мм.
Внешнийделительный диаметр шестерни
/>мм.
Внешние диаметрывершин зубьев шестерни и колеса
/> мм;
/>мм.
Средниеделительные диаметры
/> мм;
/> мм.
где />– коэффициентширины зубчатого венца.
3.3.5 Силы, действующие в зацеплении
Окружная сила насреднем диаметре
/> Н.
Осевая сила нашестерне
/> Н,
где />– угол профилязуба.
Радиальная силана шестерне
/> Н
Определимсреднюю окружную скорость колес
/> м\с.
Степень точностипередачи – 8, т.к. /> /3, с. 137/.
3.4 Проверочный расчет по допускаемым напряжениям
3.4.1 Проверочный расчет передачи на контактнуювыносливость
/>,
где />– коэффициентнагрузки.
/>,
где />– коэффициент,учитывающий неравномерность распределение нагрузки между зубьями;
/> – коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникшую в зацеплении;
/> – дляпрямозубых передач /3, с. 134/.
/> /3, с. 138/;
/>.
/> МПа – что допустимо.
3.4.2 Проверочный расчет на прочность зубьев при действиипиковой нагрузки
Целью расчетаявляется предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушенияповерхностного слоя при действии пикового момента /1, с. 26/.
/> МПа
прочностьобеспечена.
Здесь />– пределтекучести материала /1, с. 12/.
3.4.3 Проверочный расчет передачи на выносливость приизгибе
/>,
где />– коэффициентформы зубьев колеса;
/> – коэффициентнагрузки.
Эквивалентноечисло зубьев прямозубого колеса
/>;
/> /3, с. 143/;
/>.
/> – для прямозубыхпередач грубее 7-й степени точности.
Дляприрабатывающейся косозубой передачи /> находим по формуле
/>,
/> /3, с. 137/;
/>;
/> /3, с. 138/.
/>.
/> МПа
что допустимо.
Для шестерни
/>;
/> /3, с. 143/;
/> МПа
что допустимо.
3.4.4Проверка зубьев колес не статическую прочность по кратковременно действующимпиковым моментам
Целью расчетаявляется предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьевпри действии пикового момента /1, с. 26/.
/>
Допускаемоенапряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможнойчастоты приложения пиковой нагрузки
/>,
где />– максимальновозможное значение коэффициента долговечности стали при улучшении;
/> – коэффициент влияниячастоты приложения пиковой нагрузки.
/> МПа
прочностьобеспечена.3.5 Проверочный расчет передачи при помощи ПК «Компас»
Программныйкомплекс «Компас» осуществляет геометрический и проверочный расчет различныхпередач. Расчеты осуществляются по ГОСТ. В программе имеется возможность ввестиданные, полученные ручным путем, для проверки существования зацепления. Врезультате расчета выявлено, что зацепление с найденными параметрами существует(рис. 3.5.1).
4. Расчет открытой цилиндрическойпередачи
Индексы валовпривода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующемобразом, вал, который является быстроходным в передаче, будет иметь индекс «1»,а тихоходный – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.
Открытыезубчатые передачи не рассчитываются на выносливость поверхностей зубьев поконтактным напряжениям, так как в этих передачах процесс абразивного износаповерхностей зубьев происходит быстрее, чем процесс их выкрашивания отвозникающих в поверхностных слоях материала переменных контактных напряжений.Расчет открытой цилиндрической передачи проведем по методики предложенной /3/ срекомендациями по расчету открытых зубчатых передач /4/.4.1 Материалы зубчатых колес и способ упрочнения зубьев
С цельюсокращения номенклатуры материала для шестерни и колеса выбираем одну и ту жесталь – 40Х.
Назначаем дляшестерни и колеса твердость рабочих поверхностей зубьев – НB300 /3, с. 129/ с термической обработкой – улучшение. 4.2 Определение допускаемых напряжений
Расчет зубчатыхпередач на прочность выполняют по допускаемым контактным /> и изгибным /> напряжениям.Эти напряжения определяют по зависимостям, приведенным в ГОСТ 21354-87, но безряда коэффициентов, в большинстве случаев равных или близких единице /3, с.130/.
4.2.1Допускаемое контактное напряжение
Допускаемоеконтактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости материала
/>,
где />– пределконтактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базовомучислу циклов /> перемены напряжений, МПа;
/> – минимальныйкоэффициент запаса прочности;
/> – коэффициентдолговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи.
/> МПа /3, с. 132/;
/> – для зубчатых колес содинаковой структурой материала при улучшении;
/> – для длительноработающей передачи (с ресурсом /> ч).
/> МПа.
4.2.2 Допускаемое изгибное напряжение
Допускаемоенапряжение изгиба при расчете на прочность
/>,
где />– пределвыносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу цикловнапряжений и определяемый экспериментально на основе кривых усталости /3, с.132/, МПа;
/> – минимальныйкоэффициент запаса прочности;
/> – коэффициент,учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
/> – коэффициентдолговечности.
/> МПа /3, с. 132/;
/> – для зубчатых колес,изготовленных из паковок;
/> – при одностороннемприложении нагрузки;
/> – для длительноработающей передачи (с ресурсом /> ч).
/> МПа.
4.3 Определение параметров передачи
4.3.1 Межосевое расстояние
Из условиясопротивления контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев /3, с. 136/
/>,
где />–вспомогательный коэффициент;
/> – для прямозубыхпередач;
/> – номинальный вращающиймомент на колесе, Hм;
/> –коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длинеконтактной линии до приработки зубьев;
Коэффициент /> принимаемв зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев, расположения опор икоэффициента /> /3, с. 136/.
Коэффициентширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно диаметра
/>;
Коэффициентширины венца зубчатого колеса цилиндрической передачи относительно межосевогорасстояния /3, с. 139/ />;
/>;
/>; />
/> мм.
Принимаем достандартного ближайшего значения /3, с. 139/
/> мм.
4.3.2Ширина венца зубчатых колес
Ширина венцазубчатого колеса определим
/> мм;
Принимаем /> мм /3, с.539/;
Для компенсациинеточностей установки колес ширину венца шестерни /> принимаем на 3..5 мм большеширины колеса
/> мм.
4.3.3Модуль
Из условиясопротивления изгибной усталости /3, с. 140/
/>;
где />–вспомогательный коэффициент;
/> – для прямозубыхпередач /3, с. 140/;
/> мм.
В открытыхпередачах расчетное значение модуля увеличивают не менее 30% из-за повышенногоизнашивания зубьев /4, с.62/, поэтому примем
/> мм /3, с. 140/.
4.3.4Числа зубьев передачи
Суммарное числозубьев для прямозубых передач
/>;
Число зубьевшестерни
/>.
Число зубьевколеса
/>.
Определимфактическое передаточное отношение
/>
не сходится спредыдущим принятым значением, поэтому проверим его отклонение по формуле /4,с. 63/
/>;
/> – что допустимо.
Проверяемзначение межосевого расстояния
/> мм
значениесходится с предыдущим принятым значением, что исключает нарезку зубьев сосмещением.
4.3.5Диаметры передачи
/> мм – делительныйдиаметр для прямозубой шестерни;
/> мм – делительныйдиаметр для прямозубого колеса;
/> мм – диаметр вершиншестерни;
/> мм – диаметр впадиншестерни.
/> мм – диаметр вершинколеса;
/> мм – диаметр впадинколеса;
Окружнаяскорость в зацеплении
/> м/с;
Для редуктораобщего пользования назначаем степень точности – 9 /3, с. 137/.
4.3.6Силы, действующие в зацеплении
/> Н – окружная сила;
/> Н – радиальная сила,
где />– уголзацепления для передач без смещения.4.4 Проверочный расчет по допускаемым напряжениям
4.4.1 Расчет зубьев на прочность при изгибе
Для колеса /3,с. 143/
/>,
где />– коэффициентнагрузки;
/>.
/> – для прямозубыхпередач /3, с. 134/;
Дляприрабатывающейся косозубой передачи /> находим по следующей формуле
/>;
где />/3, с. 137/;
/> – приумеренных колебаниях нагрузки;
/>;
/> /3, с. 138/;
/>;
/> – коэффициент формызуба колеса /3, с. 143/;
/> – коэффициент наклоналинии зуба для прямозубых передач.
/> МПа
прочностьобеспечена.
Для шестерни
/> МПа
прочностьобеспечена.
4.4.2 Проверка зубьев колес не статическую прочность пократковременно действующим пиковым моментам
Целью расчетаявляется предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьевпри действии пикового момента /1, с. 26/.
/>
Допускаемоенапряжение вычисляют в зависимости от вида термической обработки и возможнойчастоты приложения пиковой нагрузки
/>,
где />– максимальновозможное значение коэффициента долговечности стали при улучшении
/> – коэффициент влияниячастоты приложения пиковой нагрузки.
/> МПа
прочностьобеспечена. 4.5Проверочный расчет передачи при помощи ПК «Компас»
В результатерасчета выявлено, что зацепление с найденными параметрами существует (рис.3.5.1).
/> 5. Расчет открытой клиноременнойпередачи
Индексы валовпривода, которые предложены в кинематическом расчете, поменяем следующемобразом, вал, который является быстроходным в передаче, будет иметь индекс «1»,а тихоходный – индекс «2», это связано с удобством ведения расчета.
Расчет цепнойпередачи произведем при помощи программного комплекса «Компас», которыйпозволяет делать проектный и проверочный расчет. Для расчета исходных данныхвоспользуемся методикой расчета цепных передач /4/./>5.1 Предварительный расчетгеометрических параметров
Выбор сеченияремня произведем по номограмме /4, с. 86/ в зависимости от мощности,передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения. При этом учтем то, чтоклиновые ремни нормального сечения О применять только для передач мощностью до2 кВт.
При /> кВт и /> об/мин примемремень узкого сечения типа УО.
Минимальнодопустимый диаметр ведущего шкива определим в зависимости от крутящего моментана ведущем шкиве и выбранного сечения ремня.
При /> Нм и типеремня УО примем
/> мм.
В целяхповышения сроков службы ремней рекомендуется применять ведущие шкивы сдиаметром /> в1..2 раза больше /> из стандартного ряда /4, с. 448/.
Предварительнопримем
/> мм.
Диаметр ведомогошкива
/>,
где />– коэффициентскольжения.
/> мм.
Примем /> мм /4, с.448/.
Фактическоепередаточное число передачи
/>.
Проверимотклонение фактического передаточного числа от заданного заранее
/>
не превышаетдопустимое отклонение.
Ориентировочноемежосевое расстояние
/>,
где />– высотасечения клинового ремня, мм.
/> мм – для ремня типа УО.
/> мм.
Далее расчетпроизведем в программном комплексе «Компас»./>5.2 Проектный расчет
/>
Рисунок5.1.1 – Геометрический расчет/> 5.3Проверочный расчет
/>
Рисунок5.2.1 – Проверочный расчет
В результатерасчета при помощи программного комплекса «Компас» получены геометрическиепараметры, которые позволяют передаче быть работоспособной.
Сила давлениякомплекта клиновых ремней на вал /4, с. 97/
/>,
где />– угол обхватаремнем ведущего шкива, град;
/> – количествоклиновых ремней (рис. 5.1.1);
/> – сила предварительногонатяжения одного клинового ремня, Н.
/>
что допустимодля клиновых ремней.
/>,
где />кВт – мощностьна ведущем шкиве;
/> м/с – окружнаяскорость ремня (рис. 5.1.1);
/> – коэффициентугла обхвата на меньшем шкиве;
/> – коэффициентдинамичности нагрузки и длительности работы;
/> /4, с. 82/.
/> – при односменнойработе и нагрузке с умеренными колебаниями.
/> Н.
/> Н.
6. Схема нагружения привода
Схему силдействующих в приводе (рисунок 6.1) вычертим по рекомендациям /4, с. 105/.
/>
Рисунок6.1 – Схема нагружения привода
Для удобствапросмотра значений сил, возникающих в передачах привода с учетоминдексирования, принятым для привода, составим таблицу 6.1
Таблица 6.1 –Значения сил передач привода (значения в Н)
/>
/>, />
/>, />
/>, />
/>, />
/>, /> 1505,2 1024,4 586,7 2901,2 2565,5 7048,7 />/>/>
7. Разработка чертежа общего видаредуктора
/>/>/>7.1 Выбор материала вала
В проектируемыхредукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые илегированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала /4,с. 110/.
Примем сталь 45,с термообработкой – улучшение, со следующими механическими характеристиками /4,с. 53/
/> МПа – предел прочности;
/> МПа – предел текучести;
/> МПа – пределвыносливости./>/>/>7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
привод электродвигатель мощность передача
Проектный расчетвалов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т.е. приэтом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменностьнапряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсацииприближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручениеприменяют заниженными: /> МПа./>/>/>7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
Проектный расчетставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступенивала.
/>/>/>
7.3.1Проектирование вала-шестерни
Выступающийконец вала-шестерни выполним цилиндрическим (рисунок 7.3.1.1).
Под звездочкуцепной передачи
/>,
где />– крутящиймомент на проектируемом валу, Нм.
/> мм.
Диаметры и длиныступеней валов принимаем стандартными из ряда нормальных линейных размеров поГОСТ 6636 – 69 /4, с. 326/.
Примем
/> мм.
/> мм – под ведомый шкивременной передачи.
Для большейтехнологичности деталей, по значению диаметра />, назначим одинаковые фаски игалтели для всех валов редуктора /4, с. 188/.
/> мм;
/> мм.
Под уплотнениекрышки с отверстием
/>,
где />– высотабуртика, мм /4, с. 113/.
/> мм.
Примем /4, с.191/
/> мм.
/> мм.
Под резьбу
/> мм.
/> мм.
Под подшипник
/>мм.
/> – определим графически,на эскизной компоновке редуктора.
Под шестерню
/>,
где />– фаскаподшипника.
/> мм.
Примем
/> мм.
/> – определим графически,на эскизной компоновке редуктора.
Произведемпредварительный подбор подшипников для вала-шестерни /4, с. 115/.
При частотевращения /> мми быстроходном вале примем следующий подшипник (рисунок 7.3.1.2, табл. 7.3.1.1)
/>
Рисунок7.3.1.2 – Подшипник вала-шестерни
Таблица 7.3.1.1– Характеристики подшипника для вала-шестерниТип
/>, град
/>, мм
/>, мм
/>, кН
/>, кН Серия 7309 12 100 27,5 76,1 59,3 средняя
Наименованиепараметров в таблице
/> – угол контакта;
/> – диаметр внешнегокольца подшипника;
/> – ширина подшипника;
/> – грузоподъемностьдинамическая;
/> – грузоподъемностьстатическая.
/>/>/>7.3.2 Проектирование тихоходного вала
Выступающийконец вала выполним цилиндрическим (рисунок 7.3.2.1).
Под шестернюцилиндрической передачи
/>,
где />– крутящиймомент на проектируемом валу, Нм.
/> мм.
Примем
/> мм.
/> – под шестерню.
Под уплотнениекрышки с отверстием и подшипник
/>,
/> мм.
Внутренниекольца подшипников выполняют диаметрами кратными пяти, поэтому примем
/> мм.
/> мм.
Под колесо
/>,
/> мм.
Примем
/> мм.
/>,
где />мм – ширинавенца колеса;
/> – расстояниеот вращающихся поверхностей колеса до стенок корпуса, мм (рисунок 7.3.2.2).
/>,
где />– наибольшеерасстояние между колесами передачи.
/>
/> мм.
/> мм.
Под подшипникглухого участка вала
/> мм.
/>,
где />– ширинаподшипника.
Подберемследующий подшипник (табл. 7.3.2.1)
Таблица 7.3.2.1– Характеристики подшипника для колесаТип
/>, град
/>, мм
/>, мм
/>, кН
/>, кН Серия 7312 12 130 34 118 96,3 средняя
/> мм.
Примем
/> мм.
/>/>/>7.3.3 Компоновочная схема редуктора
На рисунке7.3.3.1 представлена компоновочная схема редуктора.
/>
Рисунок7.3.3.1 – Компоновочная схема редуктора
Расстояние отвершины колеса до нижней стенки корпуса под масло определим по формуле
/> мм.
/>/>/>7.3.4 Подбор и проверка шпонок
Подбор шпонкидля вала-шестерни редуктора. По диаметру участка вала /> мм берем шпонку со следующими параметрами/4, с. 450/:
/> мм – ширина шпонки;
/> мм – ширина шпонки;
/> мм – глубина паза вала;
/> мм – глубина пазаступицы;
/> мм – диапазон длиншпонок.
Проверку шпонокпроведем по условию смятия /2, с. 21/, где минимальную рабочую длину шпонкиопределим по формуле (рисунок 7.3.4.1)
/>,
где />– крутящиймомент на валу, Нм;
/> МПа –крутящий момент на валу.
/>
Рисунок7.3.4.1 – К подбору и проверке шпонок
/> мм.
Длину шпонкиопределим
/> мм.
Примемстандартную длину шпонки /4, с. 450/
/> мм.
Подбор шпонокдля тихоходного вала редуктора. По диаметру участка вала /> мм берем шпонку соследующими параметрами:
/> мм;
/> мм;
/> мм – глубина паза вала;
/> мм – глубина пазаступицы;
/> мм.
/> мм.
Длину шпонкиопределим
/> мм.
Примемстандартную длину шпонки
/> мм.
По диаметруучастка вала /> мм берем шпонку со следующимипараметрами:
/> мм;
/> мм;
/> мм – глубина паза вала;
/> мм – глубина пазаступицы;
/> мм.
/> мм.
Длину шпонкиопределим
/> мм.
Примемстандартную длину шпонки
/> мм.
/>/>/> 8. Компоновочная схема привода
На рисунке 8.1представлена компоновочная схема привода.
/>
Рисунок8.1 – Схем привода
Позициямиобозначены следующие элементы привода:
1 –электродвигатель;
2 – шкив ведущийременной передачи;
3 – ремни;
4 – шкив ведомыйременной передачи;
5 – редукторконический;
6 – рама сварная;
7 – натяжноеустройство ремней.
/>/>/> 9. Проверочный расчет тихоходноговала редуктора
/>/>/>9.1 Реакции опор
Для определенияреакций опор необходимо составить расчетную схему вала (рисунок 9.1.1)
/>
Рисунок9.1.1– Расчетная схема вала
Для коническиходнорядных роликоподшипников точка приложения реакции смещается от среднейплоскости, и ее положение определяется расстоянием />, измеренным от торца наружногокольца
/>;
/> мм.
Расчетным путемопределим длины />:
/> мм;
/> мм;
/> мм.
Определимизгибающий момент
/> Нм.
Определимреакции опор в плоскости />
/>; />;
/>;
/> Н.
/>; />;
/>;
/>Н.
Определимреакции опор в плоскости />
/>; />;
/>;
/> Н.
/>; />;
/>;
/>Н.
Суммарныерадиальные реакции опор
/> Н;
/> Н.
/>/>/>
9.2Изгибающие и крутящие моменты
Определимизгибающие моменты в плоскости />(рисунок 9.2.1)
/>
/>
/>
/>
Рисунок9.2.1 – К расчету изгибающих и крутящих моментов на валу
Определимизгибающие моменты в плоскости />(рисунок 9.2.1)
/>
/>
Крутящий моментбудет действовать от середины венца шестерни открытой передачи до серединывенца колеса редуктора.
/>/>/>
9.3Определение наиболее опасного сечение вала
Наиболее опасноесечение вала определим по критерию напряженности, предложенном в /5/ (рисунок9.3.1)
/>,
где />– эффективныйкоэффициент концентраций напряжений в данном сечении;
/> и /> – амплитудныезначения изгибающего и крутящего моментов, Нм;
/> – осевоймомент сопротивления, м3.
/>
Рисунок9.3.1 – К определению опасного сечения
Моментысопротивления по изгибу /4, с. 270/
/> м3;
/> м3;
/> м3;
/>м3.
Значениясуммарных изгибающих моментов определим ориентировочно по эпюрам
/>;
/> Нм;
/> Нм;
/> Нм;
/> Нм.
Коэффициентыконцентрации нормальных напряжений /4, с. 271/.
Все переходныеучастки валов выполним канавками (рисунок 9.3.1)
/>
Рисунок9.3.1 – К определению />
Для большейтехнологичности примем радиусы скругления /> мм.
Величину буртика/> определимпо формуле
/>.
/> – при /> и />;
/> – при /> и />;
Считаем что пазвыполнен концевой фрезой, тогда
/>.
Расчет поопределению опасного сечения сведем в таблицу 9.3.1
Таблица 9.3.1 –К определению опасного сеченияСеч. Источник конц.
/>,
мм
/>,
/> м3
/>
/>,
Нм
/>,
Нм
/>,
МПа
/> Шпонка 50 10,64 1,9 55 442,9 78,7
/> Канавка 60 21,6 2,3 452,8 442,9 115,8
/> Шпонка 71 31,53 2,3 1333,8 442,9 169,8
/> Галтель 71 35,8 1,9 286,2 17,2
/> Канавка 60 21,6 2,3 16 1,7
Опасное сечение– />.
/>/>/>9.4 Расчет вала на прочность
Проверочныйрасчет вала на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения.
Необходимоопределить коэффициент запаса прочности в опасном сечении вала и сравнить его сдопускаемым
/>.
/> /4, с. 271/.
/>,
где />– коэффициентзапаса прочности по нормальным напряжениям;
/> – коэффициентзапаса прочности по касательным напряжениям.
/>; />,
где />– пределывыносливости в расчетном сечении вала, МПа;
/> – нормальные икасательные напряжения, МПа.
/>; />,
где />– пределывыносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, МПа;
/> –коэффициенты концентрации для нормальных и касательных напряжений.
/> МПа /4, с. 53/.
/> МПа.
/>; />.
где />– эффективныекоэффициенты концентрации напряжений;
/> – коэффициентвлияния абсолютных размеров поперечного сечения;
/> – коэффициентвлияния шероховатости.
/>;
/> – при изгибе икручении;
/> – при шлифовании.
/> МПа;
/>,
где />– полярныймомент сопротивления, м3.
/> м3.
/> Мпа.
/>;
/>.
/> МПа;
/> МПа.
/>;
/>.
/>
прочность вала вопасном сечении обеспечена.
/>/>/>9.5 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
Условие пригодностиподшипника /4, с. 140/
/>,
где />– расчетнаядинамическая грузоподъемность, Н;
/> – базоваядинамическая грузоподъемность, Н;
Базоваядинамическая грузоподъемность подшипника /> представляет собой постояннуюрадиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовойдолговечности />составляющей 106 оборотоввнутреннего кольца.
/>,
где />–эквивалентная динамическая нагрузка, Н;
/> – показательстепени;
/> – коэффициентнадежности;
/> – коэффициент,учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;
/> – частотавращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин;
/> – требуемаядолговечность подшипника, ч.
/> – для роликовыхподшипников;
/> – при безотказнойработе подшипников;
/> – для роликовыхподшипников и при обычных условиях эксплуатации;
/> ч – для зубчатыхпередач.
Определимэквивалентную динамическую нагрузку для двух радиально-упорных подшипников.
/> – коэффициент влиянияосевого нагружения;
/> – коэффициент осевойнагрузки.
Осевыесоставляющие радиальных нагрузок
/> Н;
/> Н.
Осевые нагрузкиподшипников
/> Н – при />;
/> Н.
Определимотношения
/>;
/>,
здесь />– коэффициентвращения.
/> – при вращающемсявнутреннем кольце подшипника.
Из найденныхсоотношений выбираем соответствующие формулы для определения />
/>,
где />– коэффициентрадиальной нагрузки;
/> – коэффициентбезопасности;
/> –температурный коэффициент.
/>;
/> – при легких толчках икратковременных перегрузках.
/> – при рабочейтемпературе подшипника менее 100оС.
/> Н.
/> Н.
Определимдинамическую грузоподъемность по максимальной эквивалентной нагрузке />
/>
подшипникподходит.
/>/>/> 10. Проектирование элементов привода
/>/>/>10.1 Посадки деталей на валах
Так как дляпередачи вращающего момента редукторной пары применено шпоночное соединение, томежду валом и косозубым колесом рекомендуется посадка /> /4, с. 180/.
При установкеэлементов открытых передач на цилиндрические концы валов применим посадку принереверсивной работе с умеренными толчками
/> /4, с. 249/.
/>/>/>10.2 Смазывание передач
Способсмазывания.
Для редуктораобщего назначения применим непрерывное смазывание жидким маслом картернымнепроточным способом (окунанием) /4, с. 254/. Этот способ применяют длязубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.
Для открытойзубчатой передачи, работающей при окружной скорости до 1,5 м/с применимкапельное смазывание из корыта, наполненном вязким маслом и расположенного подзубчатым колесом.
Выбор сортамасла.
Для закрытойзубчатой передачи при контактном напряжении /> МПа и окружной скорости /> м/с применимрекомендуемый сорт масла – И-Г-А-46.
Ориентировочноопределим количество масла в редукторе по формуле
/>,
где />– мощностьвходного вала редуктора, кВт.
/> л.
Для смазывания подшипников,расположенных в стакане, применим пластичный смазывающий материал Литол-24.
/>/>/> Литература
1 Дунаев П. Ф.Конструирование узлов и деталей машин. Учеб. пособие для студ. Техн. Спец.Вузов / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. – 8-е изд., перераб. И доп. –М.:Издательский центр «Академия», 2004. – 496 с.
2 Детали машин.Основы проектирования и конструирования: Метод. Указания по выполнениюкурсового проектирования / Г. Н. Лимаренко, А. А. Максимова и др. Красноярск:ИПЦ КГТУ, 2003. 64с.
3 Чернилевский Д.В. Детали машин. Учебное пособие для вузов. М.: Учебная литература, 2001. –561с.
4 Шейнблит А.Е.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд. 2-е, перераб. и доп.– Калининград: Янтар. сказ, 2006. – 456 с.: ил, черт. – Б. ц.
5 Титовская В. О.Расчет и проектирование валов редукторов. Методические указания к выполнениюкурсового проекта. Красноярск, КГТУ, 1982, 68 с.