--PAGE_BREAK--1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Мощность на валах
где -три пары подшипников;
-КПД ременной передачи;
-КПД зубчатой передачи;
-КПД муфты;
,
1.2 Подбор электродвигателя
где
,
,
где DБ =0.6 — диаметр барабана (мм)
V=1.2 м/с.
Выбираем электродвигатель серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81 ) типоразмер :4А100L4
1.3 Разбивка передаточного числа
где — передаточное число ременной передачи,
— передаточное число редуктора (коробки передач).
;
;
=2,5;
продолжение
--PAGE_BREAK--1.4 Угловые скорости и частоты вращения валов
;
1.5 Крутящие моменты на валах
1.6 Проектный расчет валов
2 РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ
По передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива по рис. принимаем сечение ремня
Сечение – Б
Ориентировочный размер малого шкива:
Принимаем по ГОСТ 17383 dpI=180 (стр 272/2/)
мм
Принимаем dpII=450 мм
Фактическое передаточное отношение
Межосевое расстояние
Определяем длину ремня
Частота пробегов ремня
Что меньше 5 с-1 для плоских ремней.
Полезная окружная сила:
Толщина ремня для резинотканевых ремней
3 РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Желая получить сравнительно небольшие и недорогостоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.
По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:
Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC;
твердость сердцевины 26-30HRC;
бв=1000 МПа;
бт=800 МПа.
Термообработка азотирование, закалка(830…850С), отпуск (500 С).
Колесо
твердость 260-280HB;
бв=950 МПа;
бт=700 МПа.
Улучшение, закалка(830…850С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
— коэффициент долговечности.
— коэффициент безопасности.
Для шестерни (таблица 8.9/2/)
Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;
в сердцевине 24…40HRC.
Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.
бН01=1050 МПа; SH1=1,2.
бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75.
Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;
в сердцевине 180-350HB.
Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.
бН02=2НВ+70=540+70=610 МПа; SH2=1,1.
бF0=1,8HB; SF=1,75; KHL=1
МПа
МПа
В косозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае: МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;
KFL –коэффициент долговечности KFL=1.
продолжение
--PAGE_BREAK--3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2=TIII=274,082
Нм
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.
— коэффициент концентрации нагрузки;
— коэффициент ширины к межосевому расстоянию;
-коэффициент ширины к диаметру;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.
Ширина колеса:
Принимаем:
Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=2.5 .
Угол наклона зубьев :
где — коэффициент осевого перемещения (постоянная);
Принимаем :
Принимаем :
Передаточное число:
Фактический наклон зубьев:
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Диаметр вершин:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин:
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
где — коэффициент повышения нагрузки.
По формуле 8.28/2/
- коэффициент неравномерной нагрузки.
— коэффициент динамической нагрузки;
— угол зацепления;
;
По таблице 8.3/2/ принимаем
По таблице 8.7/2/
(/2/, стр.142)
По формуле 8.25/2/
прочность по контактному напряжению выполняется.
продолжение
--PAGE_BREAK--3.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,
где — коэффициент формы зуба.
Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
— коэффициент повышения прочности.
,
где — коэффициент торцевого перекрытия;
— коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
— коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности.
Определяем эквивалентное число зубьев:
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
(по рис.8.15/2/)
(по таблице 8.3/2/)
Определяем окружное усилие:
— (таблица 8.7/2/)
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
4 РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
4.1 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений
Желая получить сравнительно небольшие и недорого стоящие редуктора, назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х.
По таблице 8.8/2/ выписываем механические свойства:
Шестерня
твердость поверхности 50-59HRC;
твердость сердцевины 26-30HRC;
бв=1000 МПа;
бт=800 МПа.
Термообработка азотирование, закалка(830…850С), отпуск (500 С).
Колесо
твердость 260-280HB;
бв=950 МПа;
бт=700 МПа.
Улучшение, закалка(830…850С), отпуск (500 С).
Определяем допускаемые контактные напряжения на усталость по формуле 8.55/2/
— коэффициент долговечности.
— коэффициент безопасности.
Для шестерни (таблица 8.9/2/)
Твердость зубьев на поверхности 50-59HRC;
в сердцевине 24…40HRC.
Группа сталей: 38ХМЮА, 40Х, 40ХФА, 40ХНМА.
бН01=1050 МПа; SH1=1,2.
бF0=12HRCсерд+300; SF=1,75.
Для колеса
Твердость зубьев на поверхности 180-350HB;
в сердцевине 180-350HB.
Группа сталей: 40, 45, 40Х, 40ХН, 45ХЦ, 35ХМ.
бН02=2НВ+70=540+720=610 МПа; SH2=1,1.
бF0=1,8HB; SF=1,75; KHL=1
МПа
МПа
В прямозубой цилиндрической передаче за расчетное допустимое контактное напряжение принимаем минимальное из значений:
В данном случае: МПа
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость:
бF0 – предел выносливости зубьев;
SF – коэффициент безопасности;
KFC – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки KFC=1;
KFL –коэффициент долговечности KFC=1.
продолжение
--PAGE_BREAK--4.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 – крутящий момент на валу колеса;
Т2=TIV=918.244 Нм
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]); =0,3.
— коэффициент концентрации нагрузки;
— коэффициент ширины к межосевому расстоянию;
-коэффициент ширины к диаметру;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
Оставляем, чтобы коэффициент смещения равнялся 0.
Ширина колеса:
Принимаем:
Диаметр шестерни:
По таблице 8.1/2/ принимаем по первому ряду в меньшую сторону m=5 .
Фактическое число зубьев :
Принимаем :
Принимаем :
Передаточное число:
Находим межосевое расстояние фактическое:
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Диаметр вершин:
Шестерни:
Колеса:
Диаметр впадин:
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
4.3 oПроверочный расчет передачи по контактным напряжениям
По формуле 8.29/2/
- коэффициент неравномерной нагрузки.
— коэффициент динамической нагрузки;
— угол зацепления;
;
По таблице 8.3/2/ принимаем
(/2/, стр.142)
прочность по контактному напряжению выполняется.
продолжение
--PAGE_BREAK--4.4 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба
Дальнейший расчет ведем по тому из пар колес у которого наименьшее отношение ,
где — коэффициент формы зуба.
Коэффициент смещения у нас 0 – постоянный.
— коэффициент неравномерной нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
По рисунку 8.20/2/ для колес без смещения (х=0) принимаем коэффициент формы зуба YF
Принимаем
(по рис.8.15/2/);(по таблице 8.3/2/)
Определяем окружное усилие:
Соотношение у колеса оказалось меньше. Расчет ведем по колесу:
Условие выполняется.
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА
5.1 Определение диаметров участков вала:
а) для быстроходного вала:
(формула 3.1/1/)
Принимаем . (табл. 19.1/1/)
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
(формула 3.2/1/)
r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
а) для промежуточного вала:
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,0мм. (табл. 3.1/1/)
в) для тихоходного вала:
Принимаем .
Под подшипник .
Диаметр буртика подшипника:
Диаметр под колесо:
r = 2,5 мм.
5.2 Расстояние между деталями передач
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
L= 508,61мм.
Принимаем а = 11 мм.
Расстояние между колесом и днищем редуктором.
Диаметр под колесо:
.
продолжение
--PAGE_BREAK--5.3 Выбор подшипников
Для косозубой цилиндрической передачи назначаем радиальный шариковый однородный подшипник.
Назначаем по ГОСТ 8338-75 (таблица 19.18/1/)
для быстроходного вала № 306 B=19 мм;
для промежуточного вала № 209 B=19 мм.
для тихоходного вала № 214 B=24 мм.
Схема установки – враспор.
5.4 Длины участков валов
а) для тихоходного вала: Диаметр под колесо:
–длина ступицы: ;
–длина посадочного конца вала: .
–длина промежуточного участка: .
Принимаем 63,8 мм.
–длина цилиндрического участка: .
б) для быстроходного вала:
–длина посадочного конца вала: .
–длина промежуточного участка: .
Принимаем 60,8 мм.
–длина цилиндрического участка: .
6 РАСЧЕТ ВАЛОВ 6.1 Определение опорных реакций тихоходного вала
1)
x1=0 Mx1=0;
x1=137,5мм Mx1=0;
Mx2=YA∙x2
x2=0 Mx2=0;
x2=48мм Mx2=405,22∙48∙10-3 =19,45Нм;
Mx3=YA∙(x3+48)-Fr∙x3
x3=0 Mx3=405,22∙48∙10-3-810,44∙0∙10-3=19,45Нм ;
x3=63мм Mx3=405,22(48+48)∙10-3-810,44∙48∙10-3=0 ;
2) Mx1= FМ ∙x1;
x1=0 Mx1=0;
x1=137,5мм Mx1=1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;
Mx2= FМ ∙(x2+137,5)+ ZA∙x2
x2=0 Mx2= =1677,05∙137,5∙10-3=230,59Hм;
x2=36мм Mx2=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
Mx3= FМ ∙(x3+137,5+48)+ ZA ∙( x3+48)-FМ ∙x3
x3=0 Mx3=1677,05(137,5+48)∙10-3-3157,54∙48∙10-3 =159,61Hм;
x3=63мм Mx3=1677,05(137,5+48+48)∙10-3-3157,54∙(48+48)∙10-3-1884.82∙48=0.
продолжение
--PAGE_BREAK--6.1.1 6.1.2 Определение суммарных изгибающих моментов:
6.2 Проверочный расчет валов
Определяем запас сопротивлению усталости по формуле 15.3/2/
где (формула 15.4/2/)
— запас сопротивлению усталости только изгибу
— запас сопротивлению усталости только кручению
— формула 15.5/2/
Сталь 45 бв=600 МПа
бт=340 МПа
(рекомендация 15.6/2/)
— формулы 15.7/2/
( таблица 15.1/2/)
(рисунок 15.5/2/)
(рисунок 15.6/2/).
Проверка статической прочности:
(формула 15.8/2/)
(формула 15.9/2/)
— условие выполняется.
6.3 Определение опорных реакций на быстроходном валу
а)
б)
продолжение
--PAGE_BREAK--7 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 7.1 Расчет подшипника тихоходного вала
Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.
По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:
динамическая грузоподъемность: Cr = 43,6 кН
статическая грузоподъемность: Со =25 кН
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку
Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К = 1 – температурный коэффициент;
Кб = 1 – коэффициент безопасности;
Рr = (1.1.810,44 + 0).1.1 = 810,44Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
где L– ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
(формула 16.28/2/)
Lh= 12000 ч (табл. 16.4/2/)
млн.об.
а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл. 16.3 /2/);
Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка
Ро=Хо. Fr+ Yo.Fa (формула16.33 [2])
где
Fr0 =к Fr Fа0=к Fа
к=3 – коэффициент динамичности
Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6
Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5
Ро = 0,6.3.810,44 + 0= 1458,8 Н
Условия выполняются.
7.2 Расчет подшипника быстроходного вала
Расчет подшипников ведем по наиболее нагруженной опоре А.
По каталогу (табл. 19.18/1/) выписываем:
динамическая грузоподъемность: Cr = 25,5 кН
статическая грузоподъемность: Со =13,7 кН
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
Находим отношение:
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку
Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К = 1 – температурный коэффициент;
Кб = 1 – коэффициент безопасности;
Рr = (1.1.3434 + 0.596).1.1 = 3434Н
Находим динамическая грузоподъемность (формула 16.27/2/):
где L – ресурс, млн.об.
a1 – коэффициент надежности
a2–коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
p=3 (для шариковых)
(формула 16.28/2/)
Lh= 12000 ч (табл. 16.4/2/)
LhE=Lh.kHE (формула 16.31/2/)
kHE=0,5 (табл. 8.10/2/)
млн.об.
а1 = 1 ( рекомендация стр.333/2/)
а2 = 0,75 (табл. 16.3 /2/);
Проверяем подшипник на статическую грузоподъемность:
Эквивалентная статическая нагрузка
Ро=Хо. Fr0+ Yo. Fa0 (формула16.33 [2])
где Fr0 =к Fr Fа0=к Fа
к=3 – коэффициент динамичности
Коэффициент радиальной статической силы Хо = 0,6
Коэффициент осевой статической силы Yо = 0,5
Ро = 0,6.3.3434 + 0,5.3.596 = 7075,2 Н
Условия выполняются.
продолжение
--PAGE_BREAK--