/>/>/>/>/>Содержание
Введение. 4
Техническая характеристика изделия. 5
Обоснование выбора конструкции. 6
1.1 Задача. 8
1.2 Расчетная схема. 8
1.3 Данные для расчета. 8
1.4 Условия расчета. 8
1.5 Выбор двигателя. 9
1.6 Определение передаточныхотношений. 10
1.8 Вывод. 15
2 Расчет конической передачи. 16
2.1 Задача. 16
2.2 Расчетная схема. 16
2.3 Данные для расчета. 16
2.4 Условие расчета. 17
2.5 Выбор материала и расчетдопускаемых напряжений. 17
2.6 Проектный расчет передачи. 18
2.7 Вывод. 25
3 Расчет промежуточной прямозубой цилиндрической зубчатойпередачи. 26
3.1 Задача. 26
3.2 Расчетная схема. 26
3.3 Данные для расчета. 26
3.4 Условие расчета. 27
3.5 Выбор материала и расчетдопускаемых напряжений. 27
3.6 Проектный расчет передачи. 28
3.7 Проверочный расчет передачи. 32
3.8 Вывод. 35
4 Расчет тихоходной прямозубой цилиндрической зубчатойпередачи. 36
4.1 Задача. 36
4.2 Расчетная схема. 36
4.3 Данные для расчета. 36
4.4 Условие расчета. 37
4.5 Выбор материала и расчетдопускаемых напряжений. 37
4.6 Проектный расчет передачи. 38
4.7 Проверочный расчет передачи. 42
4.8 Вывод. 45
5 Ориентировочный расчет валов. 46
5.1 Задачи. 46
5.2 Расчетные схемы… 46
5.3 Данные. 47
5.4 Условия расчета. 47
5.5 Расчет быстроходного вала. 47
5.6 Расчет 1 промежуточного вала. 48
5.7 Расчет 2 промежуточного вала. 48
5.8 Расчет тихоходного вала. 48
5.9 Вывод. 49
6 Эскизная компановка. 50
6.1 Цель. 50
6.2 Данные для компановки. 50
6.3 Условие компановки: 51
7 Проверочный расчёт валов. 52
7.1 Цель. 52
7.2 Расчётная схема. 52
7.3 Данные. 52
7.4 Условия. 53
7.5 Построение эпюр. 53
7.6 Определение коэффициентазапаса прочности в опасных сечениях. 57
7.7 Вывод. 61
9 Шпоночные соединения. 66
9.1 Задача. 66
9.2 Расчетная схема. 66
9.3 Данные. 66
9.4 Условия расчета. 67
9.5 Подбор соединения. 67
9.6 Расчет. 67
9.7 Вывод. 68
10 Муфты… 69
11 Смазка. 70
Заключение. 71
Список литературы… 72
/>/>/>/>Введение
Редуктором называют механизм,состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельногоагрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытыезубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора —понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала посравнению с валом ведущим, понижение числа оборотов. Механизмы для повышенияугловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителямиили мультипликаторами.
Редуктор состоит изкорпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементыпередачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях вкорпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений иподшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещеншестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевикс охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либодля привода по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и определенноймашины, либо передаточному числу без указания конкретного назначения. Второйслучай характерен для специализированных заводов, на которых организованосерийное производство редукторов.
В данной курсовой работенеобходимо спроектировать привод для пластинчатого конвейера. Данный приводсостоит из электродвигателя, муфты и трехступенчатого коническо-целендрическогоредуктора.
/>/>/>Техническаяхарактеристика изделия.
Двигатель
Тип – 4А112М2У3
Мощность – 7.5 кВт
Обороты – 2900 об/мин.
Редуктор
Тип — коническо-цилиндрический трехступенчатый
Передаваемая мощность – 6кВт;
Передаточное отношение –35
Обороты быстроходноговала – 2900 об/мин.
Обороты тихоходного вала- 83 об/мин.
Межосевое расстояние – 140 мм
Межосевое расстояние – 200 мм
Привод
Обороты на выходе – 83об/мин.
Крутящий момент навыходном валу – 697,4 Н·м
Мощность на выходе – 6,06кВт
/>/>/>Обоснованиевыбора конструкции
Конические зубчатые колеса применяют в передачах, у которыхоси валов пересекаются под некоторым углом. Наиболее распространены передачи суглом =90°.
Конические передачисложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колестребуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков наразмеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы, а при монтажеобеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с тойже степенью точности, что и цилиндрическое, значительно труднее. Пересечениеосей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило,располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределениянагрузки по длине зуба. В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличиекоторых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что, по опытнымданным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишьоколо 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, коническиепередачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки механизмовиногда необходимо располагать валы под углом.
В трехступенчатыхконическо-цилиндрических редукторах коническая пара может иметь прямые, косыеили криволинейные зубья. Цилиндрическая пара также может быть либо прямозубой,либо косозубой.
Наиболее употребительнымдиапазоном передаточных чисел для коническо-цилиндрических трехступенчатыхредукторов можно считать и == 8÷15. В качестве максимальныхпередаточных чисел можно принимать: при прямозубых конических колесах Umax == 22; при конических колесах скруговыми зубьями Umax =34 (в отдельных случаях Umax = 40).
Асинхронные машины — это машины переменного тока. Слово«асинхронный» означает не синхронный или не одновременный. При этом имеется ввиду, что у асинхронных машин частота вращения магнитного поля отличается отчастоты вращения ротора. Асинхронные машины, как и все электрические машины,обладают свойством обратимости, т. е. могут работать как в режиме двигателя,так и в режиме генератора. Асинхронные двигатели имеют значительные преимуществапо своим свойствам, характеристикам и эксплуатационным данным перед двигателямидругих типов. Такие двигатели могут быть однофазными, двухфазными итрехфазными; наибольшее распространение имеют трехфазные двигатели.
Трехфазные двигателиизобретены выдающимся русским электротехником М. О… Доливо-Добровольским в1889г. Конструкция двигателя, предложенная М. О. Доливо-Добровольским, быланастолько проста, надежна и экономична, что в основных чертах сохранилась донастоящего времени. Подавляющее число электрических двигателей, используемых впромышленности, энергетике и других областях, являются асинхронными. Они широкоприменяются в станках, вентиляторах, насосах, автоматических системах и т. п.Диапазон мощностей асинхронных двигателей, выпускаемых промышленностью,составляет от долей ватта до тысяч киловатт.
Техническиехарактеристики асинхронного двигателя. Число оборотов двигателя стандартизованои равно 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Мощность двигателя различна и принимаетзначения в соответствии с его назначением и зависит от числа оборотов.
Муфты упругие втулочныеобладают высокой амортизирующей способностью, допускают кратковременные пиковыенагрузки, в 2,5—3 раза превышающие номинальнные. По ГОСТ 20884—75 онипредназначены для соединения валов при величине передаваемого вращающегомомента от 20 до 40-103 Н-м. Предусматривается изготовление муфтдвух типов — с цилиндрическим и с коническим отверстием, и двух исполнений — надлинные и на короткие концы валов с диаметром от 14 до 240 мм.
/>/>1Кинематический расчет/>/> 1.1 Задача
Подобрать электродвигатель, разбитьпередаточные отношения по ступеням и определить силовые и скоростные параметрына валах привода/>/> 1.2 Расчетная схема
/>
Рисунок 1.1 — Схема длярасчета привода пластинчатого конвейера/>/>/>1.3Данные для расчета
Таблица 1.1 – Данные длярасчета привода пластинчатого конвейера
Рвых., кВт 6
Uобщ. 35 Цилиндрическая передача I прямозубая Цилиндрическая передача II прямозубая Рама Сварная Смазка Окунание Корпус Литой Муфта Зубчатая />/>/>1.4Условия расчета
Двигатель подбираем по требуемой мощностии рекомендуемым оборотам. Передаточное отношение разбиваем согласнорекомендуемых диапазонов./>/>/>1.5Выбор двигателя
Требуемую мощностьэлектродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощностьРвых… кВт, отнесенная к ведомому валу, то необходимая мощностьэлектродвигателя
/>, кВт (1.1)
где />— коэффициентполезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД;
/> -мощность навыходе (из задания), кВт .
/> (1.2)
/> — коэффициент полезного действия (КПД),пары подшипников
/> =0,99 (таблица 1.1 [1]);
/>-коэффициент полезного действия(КПД), конической зубчатой передачи />=0,96(таблица 1.1 [1]);
/>-коэффициентполезного действия (КПД), цилиндрической зубчатой передачи />=0,97 (таблица 1.1 [1]).
/>
/> кВт
По найденномузначению мощности Ртр., кВт выбирают, как правило,асинхронный электродвигатель трехфазного тока. Выбираем электродвигатель(приложение П3 с.328 [1]). Электродвигатель серии 4А. Исполнение закрытоеобдуваемое. Электродвигатель типоразмера 90L2. Номинальная мощность 7.5 кВт и число оборотов 2900об/мин./>/>/>1.6Определение передаточных отношений
Передаточные отношения каждой передачи определяются издиапазонов установленных для каждого вида передач.
Для конической передачи iпринимаем из диапазона i =2÷4, в данной курсовой работе iкон.з.п.=2.5.
Для цилиндрическихпередач i принимаем из диапазона i =2÷6, в данной курсовой работе iпром.з.п.=4.24;iтих.з.п.=3.3.
Для того что бы проверитьправильность выбора передаточных отношений необходимо их перемножить и сравнитьс общим передаточным отношением.
iобщ.= iкон.з.п.· iпром.з.п·iтих.з.п
iобщ.=2.5·4.24·3.3=34,98
iобщ.=35 по заданию.
35=35, значитпередаточные отношения каждой передачи подобраны верно.
/>
1.7 Силовые,скоростные параметры на валах
1. Мощность
По выходной мощности Рвых.кВт, определяем мощность на каждом валу.
РIV=/>, кВт (1.3)
где РIV – мощность на 4 валу, кВт;
Рвых. –выходная мощность редуктора, кВт;
/> кВт
РIII=/>
где РIII – мощность на 3 валу, кВт ;
/> кВт
РII=/>
где РII – мощность на 2 валу, кВт ;
/> кВт
PI=/>
где РI – мощность на 1 валу, кВт;
/> кВт
/> кВт
Мощность на I валу соответствует требуемоймощности.
2.Число оборотов каждоговала определяется по формуле (с.8 [2]).
nдв.= nIв. =2900 об/мин
nIIв. =/>,об/мин (1.4)
где nI – число оборотов на I валу, об/мин ,
i – передаточное число быстроходнойпередачи;
/> об/мин
nIIIв.= />,об/мин
где nII – число оборотов на II валу, об/мин ,
i – передаточное число промежуточной передачи;
/> об/мин
nIVв. =/>
где nI – число оборотов на III валу, об/мин ,
i – передаточное число тихоходной передачи;
/> об/мин
2. Угловую скоростькаждого вала определяем по формуле
/>, с-1 (1.5)
где n –число оборотов на соответственномвалу, об/мин.
Угловая скорость на I валу равна
/>
/> с-1
Угловая скорость на II валу равна
/>
/> с-1
Угловая скорость на III валу равна
/>
/> с-1
Угловая скорость на IV валу равна
/>
/> с-1
3. Крутящий моментна валах определяем по формуле
/>, Н·м (1.6)
где Р – мощностьсоответствующего вала, кВт
ω- угловая скоростьсоответствующего вала, с-1.
Крутящий момент на валах
/>, Н·м
/>Н·м
Крутящий момент на I валу равен
/> Н·м
Крутящий момент на II валу равен
/>, Н·м
/> Н·м
Крутящий момент на III валу равен
/>, Н·м
/> Н·м
Крутящий момент на IV валу равен
/>, Н·м
/> Н·м
Все расчеты для удобствазаписываем в сводную таблицу
Таблица 1.1. – силовыеи скоростные параметры привода№ вала Р, кВт n, об/мин.
ω, с-1 Т, Н·м I I 6,93 2900 303,53 22,8 II 6,57 1160 121,4 54,2 III 6,31 274 28,68 220,1 IV 6,06 83 8,69 697,4 />/> 1.8 Вывод
Р в приводе уменьшилосьне значительно из-за потерь в подшипниках. Число оборотов и угловая скорость вприводе сильно уменьшились из-за больших передаточных отношений.
/>/>/>2 Расчет коническойпередачи/>/>2.1 Задача
Провести проектный расчет,подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить наконтакт./>/>2.2 Расчетная схема/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>
Рисунок 2.1 – Расчетнаясхема зацепления колес конической передачи/> 2.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем изкинематического расчета.
Таблица 2.1 — силовые искоростные параметры для расчета промежуточной передачи
/Параметр
Р, кВт
Т, Н·м
ω, с-1
n, об/мин
I 1 вал 6,92 22,8 303,53 2900 2,5 2 вал 6,57 54,2 121,4 1160
/>/>2.4 Условие расчета
Проектный расчет ведем наконтакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач — поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт иизгиб./>/>2.5 Выбор материала и расчетдопускаемых напряжений
Материалы дляизготовления конических зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Дляповышения механических характеристик материалы колес подвергают термическойобработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритнымразмерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термическойобработки (Т.О.).
Примем для колеса ишестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);
колесо—улучшение изакалка ТВЧ по контуру, НRC48…53;
шестерня—улучшение изакалка ТВЧ по контуру, НRC48…53.
Определяем допускаемыеконтактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]н2 и[σ]F2 и шестерни [σ]н1 и[σ]F1 по формулам (с.10 [2])
[σ]н=/>·[σ]н0; [σ]F=/>·[σ]F0
где /> — коэффициент долговечностипри расчете по контактным напряжениям, так как редуктор рассчитан на долгийсрок службы, то />=1 (с.11 [2])
/> — коэффициентдолговечности при расчете по изгибу, так как редуктор рассчитан на долгий срокслужбы, то /> =1 (с.11 [2]).
Получаем, что
[σ]н=[σ]н0; [σ]F=[σ]F0.
Определяем среднюютвердость зубьев колес НRCср=0,5(48+53)=50,5 Мпа
По таблице 2.2 [2] находим формулу дляопределения допускаемого контактного напряжения
[σ]н1=[σ]н2=14·HRCср+170 (2.1)
[σ]н1=[σ]н2=14·50,5+170=880 МПа
Допускаемое напряжение наизгиб [σ]F1=[σ]F2=370 МПа (с.24 [2])./> 2.6 Проектный расчет передачи1. Определяем внешний делительный диаметр окружностиколеса по формуле (с. 19 [2]):
/>
(2.2)
где />-коэффициент вида конических колес, /> (с. 20 [2]);
/> — передаточное число быстроходной передачи;
Т2 — вращающиймомент на 1 промежуточном валу, Н·м;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев /> = 1,45 (таблица 2.3 [2]);
/> — допускаемое контактное напряжение колеса с менеепрочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм2.
/>
Полученное значениевнешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартногозначения />.
2. Определяем углыделительных конусов, конусное расстояние и ширина колес.
Угол делительных конусовколеса и шестерни определим по следующим формулам (с. 20[2]):
для колеса:
/>i =/>2,5=61,1985º
/>
для шестерни
/>/>
Конусное расстояниенайдем по формуле (с. 20[2]):
/>
(2.3)
где /> — делительный диаметрокружности колеса, мм;
/>/> — угол делительного конуса колеса.
Ширина колес />=0,0285·42,163=12 мм
4. Модуль передачи.
Для конических колес скруговым зубом находим внешний торцовый модуль передачи (с. 20[2]):
/>
(2.4)
где /> — коэффициент видаконических колес, />=1(с. 20[2]);
/> — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца, />=1,71(таблица2.5[2]);
/>-ширина колеса, мм;
[σ]F – допускаемое напряжение на изгиб,МПа.
/>
/>.
5. Число зубьевколеса и шестерни.
Число зубьев колесанаходим по формуле (с. 20 [2]):
/>
(2.5)
/>/>/>/>/>/>/>/>/> Число зубьев шестерни определяем по формуле (с. 20 [2]):
/>
/>(2.6)
6. Фактическое передаточное число.
/>
/>
Отклонение от заданногопередаточного числа не должно быть более 4%, то есть
Δi=/>% />4%
Δi=/>%=1,2
Отклонение составляет 1,2, что непревышает допускаемого значения — следовательно передаточное число коническойпередачи определено точно.
7. Окончательные размеры колеса ишестерни.
Угол делительных конусовколеса и шестерни (с. 21[2]):
для колеса:
/>i =/>2,5=61,1985º
/>
для шестерни
/>/>
/>
/>Делительные диаметры колес определим по формулам (с.21[2]):
/>
/>
/> (2.7)
/>Внешние диаметры колес найдем по формулам (с. 21[2]):
/>
/>
где />, /> — коэффициенты смещения, />=0,26; />=-0,26(таблица 2.7 и 2.8[2]).
/> (2.8)
/>
2.7 Проверочный расчетпередачи
1. Силы в зацеплении.
Окружная сила на среднем диаметреколеса(с. 23 [2]):
/>
(2.9)
где />=0,857·=мм
/>Н
Находим осевую силу нашестерне по формуле (с. 23 [2]):
/>(2.10)
где/> - коэффициент учитывающийнаправление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем поформуле (с. 23 [2]):
/>
(2.11)
/>
/> Н
Находим осевую силу нашестерне по формуле (с. 23 [2]):
/>(2.12)
где/> - коэффициент учитывающийнаправление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем поформуле (с. 23 [2]):
/>
(2.13)
/>
/> Н
Напряжение изгиба взубьях колеса определим по формуле (с. 23 [2]):
/> (2.14)
где /> — коэффициентдинамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точностипередачи (с.16 [2]), />=1,1;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба (с.16 [2]),
/> =1,44;
/> — коэффициентыформы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,92;
b — ширина колеса, мм;
/> — торцовый модуль передачи, мм;
Ft – окружная сила, Н;
/> — коэффициентвида конических колес, />=1(с. 20[2]).
/>МПа
Напряжение изгиба взубьях шестерни определим по формуле (с. 23 [2]):
/>(2.15)
где /> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,92;
/> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,65;
/> — напряжениеизгиба на колесе, МПа.
/>МПа
Так как [σ]F1=370 МПа, [σ]F2=370 МПа и σF1=277,688 МПа, σF2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]F1/> σF1, [σ]F2/> σF2, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.Проверяем зубья колес по контактным напряжениям поформуле (с.26 [2]):
/> (2.16)
где /> -коэффициенты учитывающиераспределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки подлине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, />=1,45(с.26 [2]);
/> — коэффициент вида конических колес, />=1,3 (с.26[2]).
/> МПаОпределяем, погрешность
/>% (2.17)
/>%=1,8%
Колеса перегружено на 1,8%.
/>/>2.8 Вывод
При определениипогрешности передаточного числа, получили Δi= 1,2%, что позволяет сделать вывод- передаточноечисло выбрано, верно.
Так как [σ]F1=370 МПа, [σ]F2=370 МПа и σF1=277,688 МПа, σF2=298,23 МПа, что удовлетворяет условию [σ]F1/> σF1, [σ]F2/> σF2, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.
В результате расчетовопределили, что />1,8% перегрузки.Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 %недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.
/>/>/>3 Расчет промежуточнойпрямозубой цилиндрической зубчатой передачи/>/>3.1 Задача
Провести проектный расчет,подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить наконтакт./>/>/>3.2Расчетная схема/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>/>Рисунок 2.1 – Расчетная схема зацепления колес/> 3.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем изкинематического расчета.
Таблица 3.1 — силовые и скоростные параметры для расчета промежуточнойпередачи
/Параметр
Р, кВт
Т, Н·м
ω, с-1
n, об/мин
i 2 вал 6,576 54,2 121,4 1160 4,24 3 вал 6,312 220,1 28,68 274
/>/>/>3.4Условие расчета
Проектный расчет ведем наконтакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач — поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт иизгиб./>/>/>3.5Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Материалы дляизготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1].Для повышения механическиххарактеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимостиот условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаемследующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).
Рекомендуется назначатьдля шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующейтермообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20—30 единиц Бринелявыше, чем колеса.
Примем для колеса ишестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);
колесо—улучшение: НВ 280;
шестерня—улучшение: НВ250.
Для непрямозубых колесрасчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3.9 [1])
/>, МПа (3.1)
где σнlimb – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов (таблица 3.2 [1])
σнlimb=2НВ+70 (3.2)
для колеса σн1limb=2·280+70=630н/мм2;
для шестерни _σн2limb=2·250+70=570 н/мм2.
/> — коэффициентдолговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса большебазового, то принимают/> = 1
[п]Н — коэффициент безопасности; для колесиз нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]Н= 1,1—1,2, принимаем [п]Н = 1,15
[σ]н1=/> МПа
[σ]н2=/>Мпа
Принимаем наименьшеезначение [σ]н =495,65 Мпа
Допускаемые напряжения наизгиб определяем по формуле
[σ]Fa=1,03·HB (3.3)
[σ]F1=1,03·280=288,4 МПа
[σ]F2=1,03·250=257,5 МПа/>/>/>3.6 Проектный расчет передачи
Важнейшим геометрическимпараметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо дляопределения геометрических параметров колес.
1. Определяем межосевоерасстояние по формуле (с.11 [2]) :
/>
(3.4)
/> — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач/> =43,для прямозубых — />=49,5;
/> — передаточное число промежуточной передачи;
Т2 — вращающиймомент на 2 промежуточном валу, Н·м;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев /> = 1(см. 3.1, п. 1 [1]);
/>-коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 —для шестерни, расположенной симметрично относительно опор (с. 13 [2]).
/>-допускаемое контактное напряжение колеса с менеепрочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.
/>=49,5·(4,24+1)·/>=142,6 мм
Полученное значениемежосевого расстояния /> округляют вбольшую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100,112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем />=140 мм.
2. Выбирают модуль винтервале m=(0,01÷0,02) /> , по СТ СЭВ 310—76 (в мм)
m=(0,01÷0,02) ·100=(1÷2)мм/>/>/>/>/>/>/>/>/>Модуль принимаем изстандартного ряда (с.30 [1]) m=2мм
3. Определяем суммарное число зубьевданной передачи по формуле (с.13 [2]) :
ZΣ=/> (3.5)
где /> — межосевое расстояние, мм;
m –модуль передачи, мм;
ZΣ=/>
Находим число зубьев нашестерни по формуле (с.14 [2]) :
Z1=/> (3.6)
где /> — передаточноечисло промежуточной передачи.
Z1=/>Число зубьев на колесе находится поформуле (с.14 [2]) :
Z2 =ZΣ — Z1 (3.7)
где Z1 – число зубьев шестерни.
Z2 =140-27=113
4. определяемфактическое передаточное число по формуле (с.18 [2]) :
/>
(3.8)
где Z2 – число зубьев колеса.
/>
Погрешность при выборепередаточного числа определяем по формуле (с.18 [2]) :
Δi=/>% (3.9)
Δi =/>%=1,4%
Погрешность составляетвсего 1,4%, что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.
5. Определяемдиаметры колес (с.41 [1]) .
Делительные диаметры:
шестерни
/>=/> мм
колеса
/>=/> мм
Диаметрыокружностей вершин и впадин шестерни
da1=d1+2m =54+2·2=58 мм
df1=d1-2,5m = 54-2,5·2 =49 мм
колеса
da2=d2+2m =226+2·2 =230 мм
df2=d2-2,5m = 226-2,5·2=221 мм
6. Определяем ширинушестерни и колеса.
Ширину колеса находим поформуле (с.41 [1]) :
b2=/>·/> (3.10)
где /> - коэффициент ширины венцаколеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметричноотносительно опор, принимаем />=0,3 (с.13 [2]).
b2=140·0,3 =42 мм
Ширина шестерни больше на(3÷8) мм чем у колеса
b1= b2+(3÷8)=42+5=47 мм./>/> 3.7 Проверочный расчет передачиОпределяем точность найденных диаметров по межосевомурасстоянию
/> (3.11)
/>мм
Таким образом, найденные диаметрыопределены, верно.
Определяем силы в зацеплении:
Окружная сила направлена по касательной вточки касания колеса и шестерни.
/>
(3.12)
где Т2 — вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;
d2 – делительный диаметр шестерни, мм.
/> Н
Радиальная силанаправлена к центру окружности и определяется по формуле (с.19 [2]) :
/>
(3.13)
где Ft – окружная сила, Н;
α – между геометрической суммойрадиальной и осевой силами,
β- угол наклоназубьев, tg β=0,364.
/> Н
Проверяем зубья колес понапряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство
/>/>/>
/> />/>
Для колеса
/>
(3.14)
где /> — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями. (с.15 [2]), />=0,91;
/> — коэффициентдинамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точностипередачи (с.16 [2]), />=1,4;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба (с.16 [2]),
/>=1,25;
/> — коэффициент,учитывающий наклон зуба,
/>=/>;
/> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,61;
b2 — ширина колеса, мм.
/> Мпа
Для шестерни
/> (3.15)
где /> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,61;
/> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,92;
/> — напряжениеизгиба на колесе, Мпа.
/> Мпа
Так как [σ]F1=547,83 МПа, [σ]F2=495,65 МПа и σF1=390,5 МПа, σF2=359,91 МПа, что удовлетворяет условию [σ]F1/> σF1, [σ]F2/> σF2 то колеса прошли проверку понапряжениям на изгиб.
Проверяем зубья колес по контактнымнапряжениям .
/> (3.18)
где />, />, />-коэффициенты учитывающиераспределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки подлине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редукторрассчитан на долгий срок службы то />=1, />=1, />=1.
/>=498,41 МПаОпределяем, погрешность допускаемого напряжения
/>% (3.19)
/>%=0,5%
Колеса перегружены на 0,5%./>/>/>3.8Вывод
При определениипогрешности передаточного числа, получили Δi= 1,4%, что позволяет сделать вывод- передаточноечисло выбрано, верно.
Так как [σ]F1=547,83 МПа, [σ]F2=495,65 МПа и σF1=390,5 МПа, σF2=359,91 МПа то колеса прошли проверку по напряжениямна изгиб.
В результате расчетовопределили, что />0,5% перегрузки.Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 %недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.
В результатепроверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равнамежосевому расстоянию.
/>/>4 Расчет тихоходной прямозубойцилиндрической зубчатой передачи/>/>4.1 Задача
Провести проектный расчет,подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить наконтакт./>4.2 Расчетная схема
/>/>/>/>/>/>/>/>/>Рисунок4.1 – Расчетная схема зацепления колес/> 4.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем изкинематического расчета.
Таблица 3.1 — силовые искоростные параметры для расчета промежуточной передачи
/Параметр
Р, кВт
Т, Н·м
ω, с-1
n, об/мин
i 3 вал 6,312 220,1 28,68 274 3,3 4 вал 6,06 697,4 8,69 83
/>/>4.4 Условие расчета
Проектный расчет ведем наконтакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач — поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт иизгиб./>/>4.5 Выбор материала и расчетдопускаемых напряжений
Материалы дляизготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механическиххарактеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимостиот условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаемследующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).
Рекомендуется назначатьдля шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечиватьсоответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20—30единиц Бринеля выше, чем колеса.
Примем для колеса ишестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);
колесо—улучшение: НВ 280;
шестерня—улучшение: НВ250.
Для непрямозубых колесрасчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3.9 [1])
/>, МПа (4.1)
где σнlimb – предел контактной выносливости прибазовом числе циклов (таблица 3.2 [1])
σнlimb=2НВ+70, МПа (4.2)
для колеса σн1limb=2·280+70=630н/мм2;
для шестерни _σн2limb=2·250+70=570 н/мм2.
/> — коэффициентдолговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса большебазового, то принимают/> = 1
[п]Н — коэффициент безопасности; для колесиз нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]Н= 1,1—1,2, принимаем [п]Н = 1,15
[σ]н1=/> МПа
[σ]н2=/>Мпа
Принимаем наименьшеезначение [σ]н =495,65 Мпа
Допускаемые напряжения наизгиб определяем по формуле
[σ]Fa=1,03·HB, МПа (4.3)
[σ]F1=1,03·280=288,4 МПа
[σ]F2=1,03·250=257,5 МПа/> 4.6 Проектный расчет передачи
Важнейшим геометрическимпараметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо дляопределения геометрических параметров колес.
1. Определяем межосевоерасстояние по формуле (с.11 [2]) :
/>
(4.4)
/> — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач/> =43,для прямозубых — />=49,5;
/> — передаточное число тихоходнойпередачи;
Т2 — вращающиймомент на 2 промежуточном валу, Н·м;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев /> = 1(см. 3.1, п. 1 [1]);
/> - коэффициент ширины венца колеса,равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор/>=0,3 (с. 13 [2]).
/> — допускаемое контактное напряжение колеса с менеепрочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм2.
/>=49,5·(3,3+1)·/>=203,1 мм
Полученное значениемежосевого расстояния /> округляют вбольшую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100,112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем />=200 мм.
2. Выбирают модуль винтервале m=(0,01÷0,02) /> , по СТ СЭВ 310—76 (в мм)
m=(0,01÷0,02) ·200=(2÷4)мм/>/>/>/>/>/>/>/>/>Модуль принимаем изстандартного ряда (с.30 [1]) m=2мм
3. Определяем суммарное число зубьевданной передачи по формуле (с.13 [2]) :
ZΣ=/> (4.5)
где /> — межосевое расстояние, мм;
m –модуль передачи, мм;
ZΣ=/>
ZΣ – суммарное число зубьев передачи.
Находим число зубьев нашестерни по формуле (с.14 [2]) :
Z1=/> (4.6)
где /> — передаточноечисло промежуточной передачи.
Z1=/>Число зубьев на колесе находится поформуле (с.14 [2]) :
Z2 =ZΣ — Z1 (4.7)
где Z1 – число зубьев шестерни.
Z2 =200-47=153
4. определяемфактическое передаточное число по формуле (с.18 [2]) :
/>
(4.8)
где Z2 – число зубьев колеса.
/>
Погрешность при выборепередаточного числа определяем по формуле (с.18 [2]) :
Δi=/>% (4.9)
Δi =/>%=1,5%
Погрешность составляетвсего 1,5%, что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.
7. Определяемдиаметры колес (с.41 [1]) .
Делительные диаметры:
шестерни
/>=/> мм
колеса
/>=/> мм
Диаметрыокружностей вершин и впадин шестерни
da1=d1+2m =94+2·2=98 мм
df1=d1-2,5m = 94-2,5·2 =89 мм
колеса
da2=d2+2m =306+2·2 =310 мм
df2=d2-2,5m =153-2,5·2=148 мм
8. Определяем ширинушестерни и колеса.
Ширину колеса находим поформуле (с.41 [1]) :
b2=/>·/>
где /> — межосевое расстояние, мм;
/> - коэффициент ширины венца колеса,равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор,принимаем />=0,3 (с. 13 [2]).
b2=200·0,3 =60 мм
Ширина шестерни больше на(3÷8) мм чем у колеса
b1= b2+(3÷8)=60+5=65 мм./> 4.7 Проверочный расчет передачиОпределяем точность найденных диаметров по межосевомурасстоянию
/> (4.10)
/>мм
Таким образом, найденные диаметрыопределены, верно.
Определяем силы в зацеплении:
Окружная сила направлена по касательной вточки касания колеса и шестерни.
/>
(4.11)
где Т2 — вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;
d2 – делительный диаметр шестерни, мм.
/> Н
Радиальная силанаправлена к центру окружности и определяется по формуле (с.19 [2]) :
/>
(4.12)
где α – между геометрической суммойрадиальной и осевой силами,
β- угол наклоназубьев, tg β=0,364.
/> Н
Проверяем зубья колес понапряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство
/>/>/>
/> />/>
Для колеса
/>
(4.13)
где /> — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями. (с.15 [2]), />=1;
/> — коэффициентдинамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точностипередачи (с.16 [2]), />=1,4;
/> — коэффициент неравномерностинагрузки по длине зуба (с.16 [2]),
/> =1,25;
/> — коэффициент,учитывающий наклон зуба,
/>=/>;
/> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,61.
/> Мпа
Для шестерни
/>(4.14)
где /> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,61;
/> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с.16 [2]), />=3,88;
/> — напряжениеизгиба на колесе, Мпа.
/> Мпа
Так как [σ]F1=547,83 МПа, [σ]F2=495,65 МПа и σF1=233,67 МПа, σF2=217,41 МПа, то колеса прошли проверку по напряжениямна изгиб.
Проверяем зубья колес по контактнымнапряжениям .
/>
где />, />, />-коэффициенты учитывающиераспределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки подлине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редукторрассчитан на долгий срок службы, то />=1, />=1, />=1 .
/>=491,28 МПаОпределяем, как нагружены колеса:
/>%=0,88%
Колеса недогружены на0,88%./>/>4.8 Вывод
При определениипогрешности передаточного числа, получили Δi= 1,5%, что позволяет сделать вывод- передаточноечисло выбрано, верно.
Так как[σ]F1=547,83 МПа, [σ]F2=495,65 МПа и σF1=233,67 МПа, σF2=217,41 МПа то колеса прошли проверку по напряжениямна изгиб.
В результате расчетовопределили, что />0,88% недогрузки.Это величина не превышает допустимого значения (5 % перегрузки и 10 %недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.
В результате проверочногорасчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевомурасстоянию.
/>/>/>5 Ориентировочныйрасчет валов/>/>5.1 Задачи
Определить основныеразмеры валов редуктора предварительно./>/>5.2 Расчетные схемы
/>
Рисунок 5.1 – Схемы длярасчета a) быстроходного вала; b) 1 промежуточного вала; c)2 промежуточного вала; d) тихоходного вала.
/>/>5.3 Данные
Крутящий момент быстроходноговала – 22,8 Н·м
Крутящий момент 1промежуточного вала –54,2 Н·м
Крутящий момент 2промежуточного вала – 220,1 Н·м
Крутящий момент тихоходноговала – 697,4 Н·м/>/>5.4 Условия расчета
Расчет валов ведем позаниженным допускаемым напряжениям на чистое кручение./>/>5.5 Расчет быстроходноговала
Расчет быстроходного валаведется по следующим формулам
/>
/>
/>
где Т- крутящий момент навалу, Н·м;
/> - диаметр входного конца вала, мм;
/> — диаметр вала под подшипники, мм;
/> — диаметр вала под колесо, мм.
/>мм
Для того чтобы вестидальнейший расчет необходимо выбрать стандартный диаметр входного конца валапод муфту. Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой. Муфта выбирается подиаметру выходного вала двигателя (/>мм).Тогда />=25 мм.
/> мм
/> мм/>/>5.6 Расчет 1 промежуточноговала
/>
/> мм
Так как при расчетезначение /> оказалось меньше, чем значения валовприменяемых в практике, то принимаем />= 30 мм.
/> мм./>/>5.7 Расчет 2 промежуточноговала
/>
/> мм
/>
/> мм/>/>5.8 Расчет тихоходного вала
/>
/> мм
/>
/> мм
/>
/> мм/>/>5.9 Вывод
При расчёте быстроходноговала необходимо подобрать диаметр выходного конца вала под муфту. При подборенужно руководствоваться стандартными значениями диаметров муфт. Для входногоконца быстроходного вала подбираем упругую муфту с торообразной оболочкой, таккак она больше всего подходит для соединения двигателя и выходного конца валаредуктора.
При расчёте первогопромежуточного вала диаметры валов получились маленькими по сравнению сприменяемыми в производстве, поэтому мы увеличиваем значение диаметров валов кбольшему из ближайших стандартных значений.
/>/>6 Эскизная компановка/>/>6.1 Цель
Определить расстояниемежду точками приложения сил на валах./>/>6.2 Данные для компановки
Быстроходная передача(берём из пункта 2.6) :
/>
/>
/>
/>
/> =61,1985º
/>/>/>
/>=15,45 мм
Промежуточная передача(берём из пункта 3.6):
/>=140 мм.
/>=/> мм
/>=/> мм
da1=58 мм
df1 =49 мм
da2 =230 мм
df2=221 мм
b1=47 мм.
b2 =42 мм
Тихоходная передача(берём из пункта 4.6):
/>=200 мм.
/>=/> мм
/>=/> мм
da1=98 мм
df1 =89мм
da2=310 мм
df2=148 мм
b1=65 мм.
b2 =60 мм
Диаметры валов (берём изпунктов 5.5 5.6 5.7 5.8):
Быстроходный вал:
/> =25мм
/>=35мм
/> =30мм
1 Промежуточный вал:
/>=30мм
/> =25мм
2 Промежуточный вал:
/>=36мм
/> =30мм
Тихоходный вал:
/> =40мм
/>=50мм
/> =45мм/>/>6.3 Условие компановки:
Выполняется графически,расстояния определяются непосредственным замером с компановки.
/>/>7 Проверочный расчёт валов/>/>7.1 Цель
Провести проверочный расчётвалов в виде уточнённого расчёта./>/>7.2 Расчётная схема
/>/> 7.3 Данные
Ft3 =1947,78 Н
Fr3 =708,99 Н
Ft2 = 1407,28 Н
Fr2 =68,113 Н
Fa2 =1161,02 Н
/>/>7.4 Условия
Проверочный расчётпроизводим в виде определения коэффициента запаса прочности в опасных сечениях/>/>7.5 Построение эпюр
Определение реакций,построение эпюр изгибающих моментов первого промежуточного вала.
Примем вал за балку,закрепленную с двух концов на подвижно шарнирных опорах. Силы в подшипникахзаменим на реакции опор. И рассчитаем изгибающий момент в каждой точкеприложения сил.
Определяем реакции опор вплоскости (XoY) действия сил
Сумма моментовотносительно точки А равен нулю.
/>
/>
/>
/>
Сумма моментовотносительно точки В равен нулю
/>/>/>
/>
/>
/> Н
Проверка:
/>
833,5-708,89+68,113-192,7=0
Определяем реакции опор вплоскости (XoZ) действия сил
Сумма моментовотносительно точки А равен нулю
/>
/>
/>
/>Н
Сумма моментовотносительно точки В равен нулю
/>
/>
/>
/> Н
Проверка:
/>
-1710,86+1947,78+1407,28-1644,6=0
Определяем реакции
/> (7.1)
/> (7.2)
/> Н />Н
Определяем общийизгибающий момент в каждом опасном сечении по формуле
/>
(7.3)
/>Н∙мм
/>Н∙мм
Производим расчет изгибающихмоментов для построения эпюр.
Участок 1
0/>Х/>45
В плоскости ХоУ
/>
Х1=0 М=0
Х2=45 мм М=37507,5Н∙мм
В плоскости ХоZ
/>
Х1=0 М=0
Х2=45 мм М=-76988,7Н∙мм
Участок 2
0/>Х/>89
В плоскости ХоУ
/>
Х1=0 М=37507,5Н∙мм
Х2=89 мм М=48597,79Н∙мм
В плоскости ХоZ
/>
Х1=0 М=-76988,7Н∙мм
Х2=89 мм М=-55902,8Н∙мм
Участок 3
0/>Х/>34
В плоскости ХоУ
/>
Х1=0 М=0 Н∙мм
Х2=34 мм М=-6551,8Н∙мм
В плоскости ХоZ
/>
Х1=0 М=0 Н∙мм
Х2=34 мм
М=-55902,8Н∙мм
/>/>/>7.6 Определение коэффициента запаса прочности вопасных сечениях
Материал вала – сталь 45.
Примем, что нормальныенапряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные откручения .
Коэффициент запаса прочностирассчитываем для опасных сечений ( опасным сечением является, то сечение вала, гденаибольший изгибающий момент; есть концентратор напряжений; наименьший диаметрвала).
Коэффициент запасапрочности определяем по формуле (6.17 [1]):
/>(7.4)
где /> — коэффициент запасапрочности нормальных напряжений, определяется по формуле (6.18 [1]):
/>
(7.5)
где /> — предел выносливости сталипри симметричном цикле изгиба; для углеродистой стали />; (/> — предел прочности (таблица3.3 [1]) />=780 Н·мм, тогда /> Н·мм. /> — эффективный коэффициентконцентрации нормальных напряжений />=1,36(таблица 6.2 [1] );
/> — масштабный фактор для нормальныхнапряжений; /> =0,88 (таблица 6.8 [1] );
/> — амплитуда цикла нормальныхнапряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении,определяем по формуле ( с. 285 [1] ):
/>
(7.6)
где М — изгибающий моментв данном сечении (из эпюр);
W- моментсопротивления сечения нетто, определяется по формуле:
для концентратора напряжений– шпонка:
/>
(7.8)
для концентраторанапряжений – совпадение с краем шестерни:
/>
(7.9)
где /> — коэффициент запасапрочности нормальных напряжений, определяется по формуле (6.18 [1]):
/> (7.10)
где /> — предел выносливости сталипри симметричном цикле изгиба; для углеродистой стали />; тогда /> Н·мм. /> — эффективный коэффициентконцентрации касательных напряжений />=1,14(таблица 6.2 [1] );
/> — масштабный фактор для нормальныхнапряжений; /> =0,77 (таблица 6.8 [1] );
/> — амплитуда цикла касательных напряжений,равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, определяем поформуле ( с. 285 [1] ):
/> (7.11)
где Мк – крутящиймомент в данном сечении (кинематического расчета);
W-момент сопротивления сечения нетто,определяется по формуле:
для концентраторанапряжений – шпонка:
/> (7.12)
для концентраторанапряжений – совпадение с краем шестерни:
/> (7.13)
/> — коэффициент чувствительностиматериала к асимметрии цикла, />=0,1 (с. 100 [1] ).
Предварительный расчетразмеров шпонок :
Таблица 7.1 – РасчетшпонокВал d, мм l, ст T, Н∙мм b, мм h, мм
t1, мм
t2, мм l, шп мм l, раб мм σ, Н∙мм 1 25 50 22800 8 7 4 3,3 45 37 16,4 2 30 42 54200 10 8 5 3,3 40 30 40 3 36 50 220100 10 8 5 3,3 45 35 116 4 40 90 697400 22 14 9 5,4 80 58 120 50 65 697400 14 9 5,5 3,8 63 59 80,8
Рассчитываем коэффициентзапаса прочности для шестерни:
/>мм3
/>=2·6,28·103 =12,56·103мм3
/>Н/мм2
/> Н/мм2
/>
/>
/>
Рассчитываем коэффициентзапаса прочности для колеса ( шпоночный паз:
/> мм3
/> мм3
/>Н/мм2
/> Н/мм2
/>
/>
/>/> 7.7 Вывод
При уточнённом расчёте мырассчитывали коэффициент запаса прочности, который позволяет одновременноучитывать как касательные, так и нормальные напряжения на вал. Для того чтобывыполнялось условие прочности, необходимо чтобы [n]= >10 (с.95[3]). Сравнивая расчётный результат сдопускаемым значением можно сделать вывод, то жёсткость вала обеспечивается.
8 Подбор и проверкаподшипника качения и скольжения
8.1 Цель
Подобрать и проверитьподшипники на долговечность.
8.2 Расчётная схема
/>
Подшипник номер 305,шариковый радиальный, внутренний диаметр 25мм, серия диаметра средняя.
8.2 Данные
D=62 мм
d=25 мм
/> мм
C=29,6 kH – динамическая грузоподъёмность
/>kH- статическая грузоподъёмность
V – коэффициент вращения; привращающемся внутреннем кольце подшипника V=1
8.4 Условие
Подшипник подбираем подиаметру вала и направлению воспринимаемой нагрузки, а проверяем надолговечность с учётом динамической нагрузки.
8.5 Подбор подшипника
На первом этапе подшипниквыбираем по диаметру вала, характеру нагрузки (действующими силами), частотевращения вала, по условиям работы, наиболее дешевые шариковый радиальныйсредней серии 305(ГОСТ 8388-75).
Характеристикаподшипника:
Наружный диаметрподшипника D=62 мм;
Внутренний диаметрподшипника d=25 мм;
Ширина подшипника B=17 мм;
Динамическаягрузоподъёмность C=17,3 kH;
Статическаягрузоподъёмность />kH;
8.6 Расчётподшипника
/> (1.1)
где /> — эквивалентная нагрузка, Н
m – показатель степени: m=3,33 – для роликовых подшипников;
/> - коэффициент учитывающий влияниекачества подшипника и качества его эксплуатаций; при обычных условиях работыподшипника />=0,7…0,8 – для шариковыхподшипников;
n – частота вращения внутреннегокольца подшипника соответствующего вала, об/мин.
/>
/>
/>
е=0,02235
у=1,9865
х=0,56
/>
/>
/>
/>
/>
8.7 Вывод
Полученный результатдолговечности подшипника удовлетворяет условию 10000
/>/>9 Шпоночные соединения/>/>9.1 Задача
Подобрать и проверить соединения колес,шкивов, звездочек с валами.
/>/>9.2 Расчетная схема
/>Рисунок 9.1 – Шпоночное соединение с призматическойшпонкой/>/>9.3 Данные
Таблица 9.1-Данные для расчета шпоночных соединенийВал d, мм l, ст T, Н∙мм 1 25 50 22800 2 30 42 54200 3 36 50 220100 4 40 90 697400 50 65 697400
/>/>9.4 Условия расчета
Подбор осуществляем по диаметру вала идлине ступицы./>/>9.5 Подбор соединения
Выбираемпризматические шпонки ГОСТ 23360-78.
Таблица 9.2 – Параметры шпонок Вал d, мм l, ст T, Н∙мм b, мм h, мм
t1, мм
t2, мм l, шп мм 1 25 50 22800 8 7 4 3,3 45 2 30 42 54200 10 8 5 3,3 40 3 36 50 220100 10 8 5 3,3 45 4 40 90 697400 12 8 5 3,3 80 50 65 697400 14 9 5,5 3,8 63 />/>9.6 Расчет
Призматические шпонки, применяемые впроектируемом редукторе, проверяем на смятие.
Условие прочности
/>(9.1)
где h – высоташпонки, мм;
t1 –глубинапаза в валу, мм;
lр — рабочаядлина шпонки, lp=lш-b />— допускаемоенапряжение на смятие, />Н/м2.
Расчет шпоночных соединений сводим втаблицу.
Таблица 9.3- Вал d, мм l, ст T, Н∙мм b, мм h, мм
t1, мм
t2, мм l, шп мм
Lраб, мм σ, Н∙мм 1 25 50 22800 8 7 4 3,3 45 25 16,4 2 30 42 54200 10 8 5 3,3 40 30 40 3 36 50 220100 10 8 5 3,3 45 36 116 4 40 90 697400 12 8 5 3,3 80 40 120 50 65 697400 14 9 5,5 3,8 63 50 80,8 />/>9.7 Вывод
Рассчитанное допускаемоенапряжение для каждой шпонки не превышает допускаемого напряжения на смятие.Следовательно, выбранные шпонки смогут передавать необходимый крутящиймомент.
/>/>10 Муфты
В проектируемом приводеприменяем компенсирующую разъемную муфту нерасцепляемого класса в стандартномисполнении.
Для соединения выходногоконца двигателя и быстроходного вала редуктора применяем упругую (исходя иззадания) муфту упругую втулочно-пальцевую.
Муфту выбираем побольшему диаметру выходных концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр,который должен быть в пределах номинального:
/>
(10.1)
где К- коэффициент режиманагрузки (таблица 10.26 [3]), для конвейера К=1,8;
Т- вращающий момент насоответствующем валу редуктора, Т=22,8 Н·м;
Тном –номинальный момент(таблица 9.7 [1]).
Принимаем муфту сноминальным моментом Тном=80 Н·м, соединяющую вал двигателядиаметром d=16мм и быстроходный вал редукторадиаметром d=25мм.
Тр=1,8·22,8=41,04Н·м
Значение расчетногомомента удовлетворяет условию 10.1. Следовательно, выбранная муфта обеспечиткомпенсацию радиального, осевого и углового смещения валов.
/>/>11 Смазка
Смазывание зубчатых зацеплений иподшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения,уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей,снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяютнепрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,8 до12,5 м/с.
При смазывании зубчатых колес окунаниемподшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгиваниямасла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Определение количества масла.
Для редукторов при смазывании окунаниемобъем масляной ванны определяем из расчета 0,5…0,7л. масла на 1кВт передаваемоймощности.
Vтреб=(0,5÷0,7)·2=1÷1,4л
Объем масляной ванны определяем по формуле
V=h·l·b, (11.1)
Где h-высотамасляной ванны, дм;
l – длина масляной ванны, дм;
b – ширина масляной ванны, дм.
V=0,46·5,6·1,43=3,68 л
Рассчитанный объеммасляной ванны соответствует необходимому объему в расчете на 1 кВтпередаваемой мощности.
/>/>Заключение
В данной учебной курсовойработе мы рассчитали привод пластинчатого конвейера. По заданию необходимо былоразбить общее передаточное отношение так, что бы Uобщ=35. При расчете каждой передачи коническо-цилиндрическогоредуктора получили, что передаточное отношение конической передачи составило2,5, промежуточной-4,24; тихоходной-3,3. Фактическое общее передаточноеотношение составит Uфобщ=2,5·4,24·3,3=34,98.
Таким образом рассчитанноеобщее передаточное отношение отличается от заданного на 3 %, что допустимо прирасчетах.
Рассчитанная выходнаямощность отличается от заданной на 1%, что так же не превышает допустимогозначения.
Для удобства монтажа ипроцесса изготовления выбираем вместо сварной рамы литую плиту.
/>/>/>/>/>Список литературы
1С.А. Чернавский и др. Курсовой проектирование деталей машин. М.:Машиностроение, 1980 .-352 с.
2 П.Ф Дунаев, О.П. Леликов. Детали машин. Курсовоепроектирование. – М.: Высш. шк., 1984. – 336 с.
3 А. Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин:Учебное пособие. – калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454 с.
4 М. Н. Иванов, Детали машин: Учебник для студентоввтузов /Под ред. В. А. Финогенова. – 6-е изд., перераб. – М.: Высш. шк., 1998.–383 с.