Разработка конструкции привода конвейера

РАМА.cdw

Обработка платиков после отжига
Все швы выполнены ручной дуговой электросваркой по ГОСТ5264-80

КОЗЛОВИЧ.doc

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ
ГОМЕЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМЕНИ П.О. СУХОГО»
Кафедра «Детали машин»
РАСЧЕТНО – ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
Тема: «Разработать конструкцию привода для конвейера»
Студента группы 3C-31
Энергетический и кинематический расчет привода . 7
1Определение расчетной мощности привода 7
2Выбор электродвигателя 8
3Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам .8
4Определение силовых и кинематических параметров привода ..8
Расчет зубчатой конической передачи редуктора .11
1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса 11
2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость 11
3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки . 13
4 Проектировочный расчет на контактную выносливость . 13
5 Проверочный расчет на контактную выносливость ..16
6 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки 18
7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость 18
8 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой 19
9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе .. ..19
10 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой. 21
11 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи ..22
Расчет зубчатой цилиндрической зубчатой передачи ..24
1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса 24
2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость 24
3 Проектировочный расчет на контактную выносливость 25
4 Проверочный расчет на контактную выносливость ..26
5 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки 28
6 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость 29
7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой ..29
8 Проверочный расчет на выносливость при изгибе . ..30
9 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой .30
10 Геометрические параметры зацепления зубчатой передачи ..31
Расчет цилиндрической шевронной передачи 33
Предварительный расчет валов .Выбор муфты . 41
1 Расчет валов .. .41
Конструктивные размеры зубчатых колес корпуса и крышки редуктора ..47
1 Размеры корпуса и крышки редуктора ..47
2 Конструктивные размеры зубчатых колес .49
Проверочный расчет подшипников по динамической грузоподъемности .52
1 Расчет подшипников быстроходного вала ..52
2 Расчет подшипников тихоходного вала ..53
Определение сил действующих в зубчатом зацеплении и на валы. Определение опорных реакций возникающих в подшипниковых узлах валов и проверка долговечности подшипников .54
Проверка прочности шпоночных соединений . .62
Уточненный расчет валов ..64
1 Проверочный расчет быстроходного вала на усталостную прочность при изгибе 64
2 Проверочный расчет тихоходного вала на усталостную прочность при изгибе 66
Назначение посадок основных деталей редуктора .67
Смазка редуктора . .. 68
Проект – это комплекс технических документов относящихся к изделию предназначенному для изготовления или модернизации и содержащий чертежи расчеты описание с принципиальными обоснованием.
Без преувеличения можно сказать что вся подготовка студентов в высших учебных заведениях направлена на то чтобы обучить их мастерству проектирования. При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций материалов форм деталей графического оформления чертежей и т.п.
Изучения основ проектирования начинают с проектирования простейших элементов машин общего назначения. Знания и опыт приобретенные студентом при проектировании элементов машин являются базой для дальнейшей работы а также для выполнения курсовых проектов по специальным дисциплинам и дипломного проекта.
Привод – устройство приводящие в движение машину или механизм с преобразованием подводной энергии.
Приводы бывают механические электрические комбинированные кинематические.
Редуктором называют механизм состоящий из зубчатых или червячных передач выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Цель работы: рассчитать спроектировать и сконструировать трехступенчатый горизонтальный коническо- цилиндрический редуктор с для привода цепного конвейера.
Проектируемый привод предназначен для передачи вращения от электродви-гателя на звездочку конвейера . Конвейер предназначен для транспортировки различных грузов . Широко применяется в горном деле на производстве.
Привод конвейера состоит из электродвигателя 1 вращение от которого через упругую втулочно-пальцевую муфту 2 передается на быстроходный вал коническо-цилиндрического трехступенчатого редуктора 3 далее с тихоходного вала через упругую втулочно-пальцевую муфту 4 вращение передается на звездочку цепного конвейера 5.
-электродвигатель 2-муфта3-редуктор4-муфта5-звездочка конвейера
рис.1 Привод конвейера
L=7 лет; Lподш=10000 ч Ксут=07 Кгод=06
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1Определение расчетной мощности привода :
Определяем требуемую мощность электродвигателя кВт:
(1.2) п – КПД пары подшипников (п = 0995 – [16]таблица 2.1);
зц – КПД закрытой цилиндрической передачи (зц = 097-[16]таблица 2.1);
зк – КПД закрытой конической передачи (зк = 097-[16]таблица 2.1);
м-КПД муфты (м=099 – [16]таблица 2.1)
общ = 0992 0972*097* 09955 = 08723
мощность на выходе по условию :
2Выбор электродвигателя:
Ориентировочное значение общего передаточного числа привода:
Uор = Uор1 Uор2 Uорi (1.3)
где: Uор1 Uор2 Uорi – средние рекомендуемые значения передаточных чисел для выбранных передач.
Uор1 =40–рекомендуемое значение для зубчатой конической передачи;
Ориентировочно требуемая частота вращения вала электродвигателя определяется по формуле :
nтр=n *uред.ср (1.4)
uред.-табличное значение передаточного числа редуктора привода;
uред.=U1*U2*U3=40*40*315=504 [16]таблица 2.3)
U1=315-передаточное отношение быстроходной ступени
U2=315-передаточное отношение тихоходной ступени
По величине nтр c учетом Pэд принимаем по ([1] таблица2.2) электродвигатель 4А112МВ8 n=750 обмин P=30 кВт
За расчетную частоту вращения принимаем номинальную частоту вращения
nэд=nном=nэдс(1-s) (1.5)
nэдс-синхронная частота вращения обмин; nэдс=750 обмин;
s=66%-коэффициент скольжения (табл П1[1]);
nэд=750*(1-0066)=700 обмин
Техническая характеристика электродвигателя представлена в табл.1.1
Номинальная мощность кВт
Частота вращения обмин
3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам
Общее передаточное число привода определяется по формуле:
Оставляем передаточное число быстроходной ступени u1=4 промежуточной ступени U2=4 . тогда передаточное число тихоходной ступени составит :
4 Силовые и кинематические параметры привода
Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя.
Для каждого из валов элементов привода определяем частоту вращения nмощность Р и вращающий момент Т
Определяем частоты вращения валов привода :
n3= n3=7004=175обмин; (1.7)
n4= n4=1754=4375обмин;
n5=n4uзо; n5=4375292=15обмин;
Определение угловой скорости валов
Определяем мощность на каждом валу кВт:
Определяем вращающие моменты на каждом валу Нм:
=390*099*0995=38417 Нм (1.11)
Табл. 1.2. Сводная таблица результатов вычислений.
Угловая скорость с-1
Частота вращения n мин -1
Крутящий момент Т Нм
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
1 Выбор материала для изготовления шестерни и колеса
Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.
На основании рекомендаций [10.c149].[12c133] для изготовления шестерни принимаем сталь 45 а колеса –сталь 40Л.
Таблица2.1 -Механическая характеристика материала
Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни 1 и колеса 2 прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие [15.формула 2.1]
HHB1>HHB2+(20 30) (2.1)
Где HHB1=220 HB ; HHB2=190 HB
2Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость
Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса по формуле [4] ; [10 формула9.10]
где HLim-предел контактной выносливости поверхностей зубьев соответствующий базовому числу NНО циклов перемены напряжений Мпа[5 табл 911]
Где Sн-коэффициент безопасности [5 c192]; SH=1.1
КHL-коэффициент долговечности учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи [5 формула 9.13]
KHL=; 24>KHL>10; (2.4)
Где NHO-базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости [5 c.192]
Где NHE-эквивалентное число циклов перемены напряжений определяемое в зависимости от характера нагружения передачи [5 формула 932]
NHE=60*cΣ()3*ni*ti (2.5)
Т-максимальный момент учитываемый при расчете на выносливость Н*м
ti-продолжительность действия момента Ti ч.
С-число колес находящихся одновременно в зацеплении с шестерней;
t=365*Кгод*Тпр*24*Кcут (2.6)
где Тпр-срок службы привода лет;
Кгод Ксут- коэфициенты использования привода в течение года и суток;
t=365*06*7*24*07= 257544 ч;
NHE1=60*1*(143*0003+13*035+083*035+043*03)*175*257544= 1505250933=1505*106
NHE2=; NHE2=1505*1064=3763*106
Т.к. NНЕ1>NHO1 и NHE2>NH02 то KHL=1.
В дальнейшем за расчетное принимаем напряжение
3. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки
Предельные допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле [5 c.197]
где т-предел текучести материала Мпа;
4.Проектировочный расчет на контактную выносливость
По условию коническая зубчатая передача-прямозубая.
Средний диаметр шестерни dm1мм определяется по формуле [5формула 9.17]
Где Kd-вспомогательный коэффициент ; для прямозубых передач Kd=770 ;
TH1-вращающим момент на шестерне рассчитываемой пары Н*м;
Uред-передаточное число зубчатой пары;
HP-допускаемое контактное напряжение Мпа
bd-параметр выбираемый в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колес относительно опор;
bd=05(приложение 2рис П21);
Окружная скорость определяется по формуле
n1-частота вращения шестерни обмин;
Так как v1=313 мс> 25мс [15c23] то принимаем конические колеса с прямым зубом.
По приложению (2 табл П212) назначаем 8-ю степень точности
Рабочая ширина венца шестерни определяется по формуле [5с189]
b1=05*8547=42735 мм;
Принимаем bw=42мм(приложение 2 таблица П27]
Углы делительных конусов колеса 2 и шестерни 1 [5таблица 9 2]
=arctg(uред)= arctg(4)=7596° (2.11)
=90-2=90-7596°=1404° (2.12)
Внешний делительный диаметр шестерни 1:
de1=8547+42*sin1404 =9565мм
Конусное расстояние:
Re= dе1(2*sin1)=9565(2*sin1404 °)=19715 мм (2.14)
Проверяем правильность выбранного параметра bd по условию
Окружной модуль mte по большому торцу колеса определяют по формуле:
Принимаем модуль mte=45 мм (приложение 2 таблица П2.9)
Число зубьев шестерни определяется по формуле:
Z1=; принимаем z1=19
Число зубьев колеса :
-передаточного числа
-Внешних диаметров шестерни и колеса по формуле:
-средних диаметров шестерни и колеса по формуле:
-модуля mtm в среднем нормальном сечении шестерни по формуле
-окружной скорости Vm1 шестерни
-Внешнего конусного расстояния Re
Re= 855(2*sin1404 °)=17621 мм
-условного межосевого расстояния aw по формуле:
Aw=05*(dm1+dm2); (2.18)
Aw=05*(7531+3318)=20355 мм.
5.Проверочный расчет на контактную выносливость
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие[5 формула 9.22]
н=Zн*ZM*Z* HP (2.19)
где ZН-коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев [5 c.190]
Где m-основной угол наклона зубьев принимаем m=27 ;
Где ZM-коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес
Где Z - коэфициент учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле [5формула 923]
Где α-коэффициент осевого перекрытия
Где WHt-удельная расчетная окружная скорость Нмм;
Где Кнα-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ; Кнα=1135 (приложение 2 рисунок П2.3)
КНv-коэффициент учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении
Где WHv-удельная окружная динамическая сила Нмм
Где н-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев ;н=0002(приложение 2 таблица П2.11);
g0-коэфициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса ;g0=73(приложение 2 таблица П2.10)
WHv=0002*73*275*Нмм;
н=158*275*0796* HP=3862 МПа;
Для стальных зубчатых колес перегрузка составит
Δн=3902%>10%-недогрузка
Уменьшаем ширину зубчатого венца до 20 и пересчитываем
Условие прочности выполняется
6.Проверочный расчет на контактную прочнось при действии максимальной нагрузки
Расчетное напряжение создаваемое наибольшей нагрузкой определяется по формуле [5 формула 938]
Нmax=*=361.22*=53577 МПа (2.26)
7.Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость
Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле :
Flimb-предел выносливости зубьев при изгибе соответствующий базовому числу NF0 циклов перемены напряжений.
где SF-коэффициент безопасности
SF-коэффициент учитывающий нестабильность материала колеса и
ответственность передачи; SF=1.75 [13.c.43]
SF-коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса ; SF=1.0
KFC-коэффициент учитывающий переменность направления нагрузки на зуб
KFL-коэффициент долговечности
KFL=; 1.6>KFL>1.0 (2.28)
NFO-базовое число циклов перемены напряжений; NFO=4*106
NFЕ- эквивалентное число циклов перемены напряжений определяемое в зависимости от характера нагружения передачи;
NFЕ1=60*1*[(141)6*0003+(11)6*035+(081)6*035+(0.41)6*0.3]* 175*257544=
=105504022=105.5*106;
NFЕ2= NFЕ1uред=105.5*1064=2637*106
Так как NFE1>NF01 и NFE2>NF02 то КFL=1.
FP1=(4141.75)*1*1=2366 МПа
HP2=(3061.75)*1*1=1749 МПа
8 определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Допускаемые предельные напряжения определяются по формуле :
FlimM-предельные напряжения не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба МПа.
где SFM-коэффициент безопасности; SFM=1.75[15c.11]
YS-коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала и концентрации напряжений ;YS=0.98(приложение 2рисунок П2.4);
KKxF=1.0(приложение 2рисунок П2.5)
FPM1=(1104175)*098*1= 6182 МПа
HPM2=(816175)*098*1= 4570 МПа
9. Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия
Где YF-коэффициент формы зуба определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес zv (приложение 2 рисП2.2)Для прямозубых зубчатых колес
Полученные значения YF1 и YF2 увеличим на 20% [5с87]
Y=1-=1- 0 = 1 ; (2.32)
mnm-нормальный модуль в среднем сечении зуба шестерни;
Где КFα-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ; (5c.188)
Кн=121(приложение 2рисунок П21)-коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба бруса;
Где WFv-удельная окружная динамическая сила Нмм
Где F-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев ;F=0006(приложение 2 таблица П2.11);
Определяем отношение
Так как то расчет ведем по колесу
WFv=0006*73*2.75* =859 Нмм;
WFt=*10*121*113=6973 Hмм
Условие прочности выполняется.
10.Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращается при выполнении условия[5 формула 9.39]
FM=8472*22=1864 Мпа>215.5 МПа
Условие прочности выполняется
11.Параметры зацепления зубчатой передачи
Внешнее конусное расстояние
Re=0.5*mte*Zc (2.39)
Где zc-cуммарное число зубьев
Re=0.5*45*78.33=176.24 мм
Среднее конусное расстояние
Rm=176.24-05*20=166.24 мм;
Коэффициент радиального смещения у шестерни[13 таблица 312]
Xе1=0.42 (по табл 2.12 (Леликов) (2.42)
Внешняя высота зуба
he=2mte*(cos+0.1); (2.43)
he=2*45*(cos0+0.1)=99 мм
Внешняя высота головки зуба
hae1=mte*cos(1+ (2.44)
hae1=45*cos0(1+042)=639 мм;
hae2=2*mte*cos- (2.45)
hae2=2*45*cos0-639=261 мм;
Внешняя высота ножки зуба
Внешний диаметр вершин зубьев
dae1=de1+2hae1* (2.50)
dae1=855+2*639*cos1404 =9789 мм;
dae2=de2+2hae2* (2.51)
dae2=342+2*261*cos7596 =34326 мм;
Параметры зацепления конической передачи сводим в таблицу
Таблица 2.2Параметры зацепления конической передачи
Наименование параметра
Внешний окружной модуль
Cредний окружной модуль
Внешнее конусное расстояние
Ширина зубчатого венца
Коэфициент радиального смещения
Внешний делительный диаметр
Средний делительный диаметр
Угол делительного конуса
Внешняя высота ножки зуба
РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Расчет цилиндрических зубчатых передач производится в соответствии с ГОСТ 21354 – 75. Основными видами расчетов являются расчеты на контактную выносливость активных поверхностей зубьев и расчет зубьев на выносливость при изгибе. Так как основной причиной выхода из строя зубьев закрытых передач работающих при хорошей смазке усталостное контактное выкрашивание то проектный расчет закрытых передач выполняют на контактную выносливость при изгибе.
В данном курсовом проекте расчет зубьев на контактную выносливость и выносливость при изгибе ведется при нулевом смещении ( Х = 0 ).
Рассчитаем шевронную зубчатую передачу с косыми зубьями.
Для шестерни –Сталь45; твердость 207 236НВ
Для колеса –Сталь 40Л;твердость 155 195;
Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни 1 и колеса 2 шевронных переда ч и ускорения их приработки должно выполняться условие
HHB1>HHB2+(50 60) (3.1)
Где HHB1=230 HHB2=170HB
2 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.
Допускаемые контактные напряжения определяются отдельно для шестерни и колеса
HP=(0.9*Hlimb*KHL)[SH] (3.2)
Hlimb-предел контактной выносливости при базовом числе напряжений.
SH=11 для колес с однородной структурой-коэффициент безопасности.
КHL-коэффициент долговечности
NHO-базовое число циклов перемены напряжений соответствующее длительному пределу выносливости
NHO1=30*2302.4=1397*106;
NHO=30*1702.4=676*106;
Где NНЕ-эквивалентное число циклов перемены напряжений определяемое в зависимости от характера нагружения передачи ;
NНЕ=60*c(*ni*ti (3.5)
Где Тi-один из числа длительно действующих моментов учитываемых при расчете на выносливостьН*м
ni-частота вращения зубчатого колеса при действии момента Тiобмин
ti-продолжительность действия момента Tiч
с-число колес находящихся одновременно в зацеплении с шестерней
t=365*Кгод*Тпр*24*Ксутч; (3.6)
Тпр-срок службы привода лет=7лет(по заданию)
t=365*06*7*24*07=247547 ч
NНЕ1=60*1*[(141)3*0003+(11)3*035+(081)3*035+(041)3*03]*4375*247547= 3617055269=361*106;
NНЕ2= NНЕ1u1=361*1064=904*106 (3.7)
Так как NHE1>NH01 и NHE2>NH02 то КНL=1.
HP1=(09*530*1)11=4336 МПа
HP2=(09*410*1)11=3355МПа
Для цилиндрической прямозубой передачи за расчетное принимаем меньшее контактное напряжение
Где НРmin-меньшее из значений HP1 и HP2
3 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Предельные до пускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки для шестерни и колеса определяются по формуле
HРmax1=2.8*т=28*440=1232МПа (3.9)
HРmax2=2.8*т=28*295=826МПа
Таблица 3.1 Механические характеристика зубчатых колес открытой цилиндрической передачи
4 Проектировочный расчет на контактную выносливость.
Диаметр начальной окружности dw1 мм определяется по формуле:
Кd -вспомогательный коэффициент . Для прямозубых колес Кd=770(Hмм)13
uред-передаточное отношение зубчатой передачи (u=4)
ТН1-вращающий момент на шестерне рассчитываемой пары Нм
Кнв- коэффициент учитывающий неравномерность нагрузки по длине зуба
Кнв=107([1 ]приложение 2рисунок П2.1)
-параметр выбираемый в зависимости от твердости рабочих поверхностей зубьев и расположения колес относительно опор;
=0.9 ([1]приложение 2таблица П2.8)
Окружная скорость шестерни:
n1-частота вращения шестерни обмин
По ([1]приложение 2таблица П2.12) назначаем 9-ю степень точности .
Рабочая ширина венца шестерни определяется по формуле
bw1=bd *dw1= 09*8947=805 мм (3.12)
Принимаем bw=80 мм([1]приложение 2таблица П2.7)
Нормальный модуль зацепления определяется по формуле
где m-параметр выбираемый в зависимости от типа передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев (m=25 30);
Принимаем величину mn=35мм ([1]приложение 2таблица П2.9).
Рабочая ширина зубчатого венца колеса 2
Числа зубьев шестерни и колеса
z1=> zmin=17*cos3 (3.14)
где -основной угол наклона зубьев шестерни и колеса для прямозубых передач принимаем =0. Принимаем cos =1
z1==2556; Принимаем z1=26;
z2=26*4=104 Принимаем z2=104
-передаточного числа
-диаметры начальных окружностей
dw=(mn*z1 )сos (3.16) dw1=(35*26)cos0 =91мм;
dw2=(35*104)cos0 =364мм;
Межосевое расстояние :
aw=05*(dw1+dw2); (3.17)
aw=05*(91+364)=2275 мм
Принимаем стандартное расстояние 224мм
Впишем колеса в стандартное межосевое расстояние.
Угол главного профиля по СТ СЭВ 308-76 α=20
Определим угол зацепления
По табл 64 inv1737=0.009580
Коэффициент воспринимаемого смещения:
Коэффициент сравнительного смещения:
Δy=xΣ-y=-0951-(-1)=0.049
Производим разбивку хΣ на х1 и х2
Х2=хΣ-х1=-0951-(-0351)=-06
Проверяем межосевое расстояние
Аw=(05*zΣ+y)*m=(0.5*130-1)*35=224
Определяем диаметр вершин зубьев по уравнениям
Da1=d1+2m(ha*+x1-Δy)=91+2*35*(1-0351-0049)=952 мм
Da2=d2+2m(ha*+x2-Δy)=364+2*35*(1-06-0049)=36645 мм
5 Проверочный расчет на контактную выносливость
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие:
ZH-коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев
ZH=177*соs=1.77*сos0=177;
ZM- коэффициент учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес ;
Z-коэффициент учитывающий суммарную длину контактных линий ;
α=[1.88-3.2(1z1+1z2)]*cos=[1.88-3.2(126+1104)]*cos0=172; (3.20)
WHt-удельная расчетная окружная скорость Нмм;
KHα-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ;
Для цилиндрических передач KHα=112([1]приложение2 рисунок П2.3)
WHv-удельная окружная динамическая сила Нмм
WHv=н*g0*v1*’ (3.23)
н- коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев ; н=0.002([1]приложение 2таблица П2.11)
g0-коэффициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев шестерни и колеса ; g0=73 ([1]приложение 2таблица П2.10)
WHv=0002*73*087*=095 Нмм;
Н=177*275*087=31421 МПа;
Н=31421 МпаНP=3355 МПа;
Для стальных зубчатых колес недонапряжение составит :
Δ Н=*100=*100=6.34%10% (3.24)
6 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Расчетное напряжение создаваемое наибольшей нагрузкой определяется по формуле:
Нmax=3255*=314.21*=466МПа (3.25)
Нmax=466 НPmax=1232МПа
7 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость
KFC-коэффициент учитывающий переменность направления нагрузки на зуб ;
KFL=; 1.6>KFL>1.0 (3.27)
NFЕ=60*c(*ni*ti (3.28)
NFЕ1=60*1*[(141)6*0003+(11)6*035+(081)6*035+(041)6*03]* 43.75*247547= 302531024=30.2*106;
NFЕ2= NFЕ1u2=30.2*1064=7.55*106
FP1=(4141.75)*1*1=236.6МПа
HP2=(3061.75)*1*1=174.9МПа
8 Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
где SFM-коэффициент безопасности; SFM=1.75
YS-коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала и концентрации напряжений ;YS=0.98([1]приложение 2рисунок П2.4);
KKxF=1.0([5]приложение 2рисунок П2.5)
FPM1=(11041.75)*0.98*1=618.2МПа
HPM2=(8161.75)*0.98*1=457.0Мпа
9 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Усталостный излом зубьев предупреждается при выполнении условия :
YF-коэффициент формы зуба определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес ([1]приложение2 рисунок П2.2)
Y-коэффициент учитывающий наклон зуба.
Y=1-=1-0140=1 (3.32)
WHt-удельная расчетная окружная сила Нмм;
KFα-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ;
Для прямозубых цилиндрических передач KHα=1 3.34)
Где n-cтепень точности передачи;
KF=1.17- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба колеса ;
WFv-удельная окружная динамическая сила Нмм
WFv=F*g0*v1*’ (3.36)
F-коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации головок зубьев ; н=0.006([1]приложение 2таблица П2.11)
Определяем отношение FPYF
FP1YF1=236.639=6066МПа (3.37)
FP2YF2=174936=4858 МПа
Так как FP2YF2 FP1YF1 то расчет ведем по колесу.
WFv=0006*73*0.83*=272 Нмм;
F2=5196 FP2=174.9 МПа;
Условие усталости выполняется
10 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Остаточные деформации или хрупкий излом зубьев предотвращается при выполнении условия
Fmax=5196*22=114.3 Мпа174.9МПа
11 Параметры зацепления цилиндрической зубчатой передачи
Принимаем межосевое расстояние aw=100мм.
Скорректируем делительные диаметры :
d1=m*z1cos=3.5*26cos0=91мм (3.39)
d2=m*z2=3.5*104cos0=364мм
Диаметры окружностей выступов шестерни и колеса определяются по формулам:
df1=d1-2.5*m(ha*+c*-x1) =91-2.5*3.5*(1+0.25+0.351)=7699 мм (3.41)
df2=d2-2.5*m(ha*+c*-x2)=364-2.5*3.5*(1+0.25+0.6)=347.8 мм
Высота зуба h=2.25*m=2.25*3.5=7.87 мм (3.42)
Высота головки зуба ha=m=3.5мм (3.43)
Высота ножки зуба hf=1.25*m=1.25*3.5=4.375мм (3.44)
Сведем расчетные данные в таблицу 3.2
Диаметр начальной окружности
Диаметр окружности вершин
Диаметр окружности впадин
Рабочая ширина венца
РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ШЕВРОННОЙ ПЕРЕДАЧИ
1 Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость.
HP=(0.9*Hlimb*KHL)[SH]
t=365*Кгод*Тпр*24*Ксутч;
NНЕ1=60*1*[(141)3*0003+(11)3*035+(081)3*035+(041)3*03]*15*247547= 103681966=1036*106;
NНЕ2= NНЕ1u1=1036*106292=035*106
Так как NHE1NH01 и NHE2БNH02 то КHL2==163;
HP1=(09*530*1)154=30974 МПа
HP2=(09*410*1)163=22638МПа
Для цилиндрической косозубой передачи за расчетное принимаем допускаемое контактное напряжение
HР =045*( НР1+ НР2) =045*(30974+22638)=2412 МПа
2Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Таблица 41 Механические характеристика зубчатых колес открытой цилиндрической передачи
3Проектировочный расчет на контактную выносливость.
Кd -вспомогательный коэффициент . Для шевронных колес Кd=675(Hмм)13
uред-передаточное отношение зубчатой передачи (u=50)
ТН3-вращающий момент на шестерне рассчитываемой пары Нм
bw1=bd *dw1= 09*15326=13793 мм
Принимаем bw=138 мм([1]приложение 2таблица П2.7)
Принимаем величину mn=5мм ([1]приложение 2таблица П2.9).
Венец шевронной передачи делим на два получаются венцы B=70мм.
где -основной угол наклона зубьев шестерни и колеса для шевронных передач принимаем =30. Принимаем cos =0866
z1==265; Принимаем z1=27;
z2=27*292=7884Принимаем z2=79
dw1=(5*27)cos30 =15588мм;
dw2=(5*79)cos30 =4561мм;
aw=05*(15588+4531)=30599 мм
Принимаем стандартное расстояние 300мм
Проверочный расчет на контактную выносливость
ZH=177*соs=1.77*сos2795=1.56;
α=[1.88-3.2(1z1+1z2)]*cos=[1.88-3.2(127+179)]*cos2795=152; (2.20)
g0-коэффициент учитывающий влияние разности шагов в зацеплении зубьев
шестерни и колеса ; g0=73 ([1]приложение 2таблица П2.10)
WHv=0002*73*035*=051 Нмм;
Н=177*275*09=290 МПа;
Н=290 Мпа>НP=241.2 МПа;
Увеличиваем ширину зубчатого венца до190 мм и производим пересчет.
Н=177*275*09=241.0 МПа;
Δ Н=*100=*100=008%10%
4 Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Нmax=241*=241*=3574МПа
Нmax=3574 НPmax=1232МПа
5 Определение допускаемых напряжений изгиба при расчете на выносливость
NFЕ1=60*1*[(141)6*0003+(11)6*035+(081)6*035+(041)6*03]*15*247547= =1037249227=10.3*106;
NFЕ2= NFЕ1uред=10.3*1062.92=3.52*106
Так как NFE1>NF01 КFL1=1
HP2=(3061.75)*1*1.021=178.52МПа
6 Определение допускаемых напряжений при расчете на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
YS-коэффициент учитывающий градиент напряжений и чувствительности материала и концентрации напряжений ;YS=0.98([1]приложение 2рисунок
7 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
Zv1=27cos327.95=39.17;
Zv2=79cos327.95=114.6;
Y=1-=1-27.95140=0.8
Для прямозубых цилиндрических передач KHα=1
FP1YF1=236.638=6226 МПа
WFv=0006*73*0356*=158 Нмм;
F2=28.4 FP2=174.9 МПа;
8 Проверочный расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой
Fmax=28.4*2.2=6248 Мпа1749МПа
9Параметры зацепления цилиндрической зубчатой передачи
Принимаем межосевое расстояние aw=300мм.
d1=m*z1cos=5*27cos27.95=152.82мм
d2=m*z2=5*79cos27.95=447.15мм
шестерни da1=d1+2*m=152.82+2*5=162.82мм
колеса da2=d2+2*m=447.15+2*5=457.15мм
df1=d1-2.5*m=152.82-2.5*5=140.32 мм
df2=d2-2.5*m=447.15-2.5*5=434.65 мм
Высота зуба h=2.25*m=2.25*5=11.25 мм
Высота головки зуба ha=m=5мм
Высота ножки зуба hf=1.25*m=1.25*5=6.25мм
Сведем расчетные данные в таблицу 4.2
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ВЫБОР МУФТЫ
Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.
Конструкции валов в основном определяются деталями которые на них размещаются расположением и конструкцией подшипниковых узлов видом уплотнений и техническими требованиями.
Валы воспринимают напряжения которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент а изгибающий момент не может быть определен т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.
Входной вал ( быстроходный ).
Рис. 5.1 быстроходный вал
Участок 1 – выходной конец вала для установки полумуфты. Диаметр выходного конца быстроходного вала определяется по формуле:
где Т – крутящий момент на рассматриваемом валу Нм;
– пониженные допускаемые напряжения кручения МПа для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Участок 2 – участок для установки уплотнения; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
Участок 3 – -участок для установки гайки
Участок 4 – участок для установки подшипников
Участок 1 – выходной конец вала для подшипников:
Участок 2 – участок для установки зубчатых колес:
Буртик для упора колес d3=d2+5=40+5=45мм
Рис.5.2 Промежуточный вал
Рис. 5.3 Промежуточный вал
Участок 1 – выходной конец вала для установки подшипников. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:
где: Т – крутящий момент на рассматриваемом валу Нм;
– пониженные допускаемые напряжения кручения МПа для выходных концов вала принимаются равными МПа;
Принимаем для выходного конца вала 50 мм.
Участок 2 – участок для установки зубчатых колес; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
Участок 3 – диаметр буртика для удержания зубчатого колеса и определяется по формуле:
Рис. 5.4 Выходной вал
Участок 1 – выходной конец вала для установки звездочки. Диаметр выходного конца вала определяется по формуле:
Принимаем для выходного конца вала 60 мм.
Участок 3 – участок для установки подшипников; диаметр выбирается с учетом стандартных значений для деталей по эмпирической формуле:
Участок 4 – участок для установки колеса. Диаметр определяется по формуле:
Участок 5 – диаметр буртика для удержания колеса определяется по формуле:
Муфты служат для продольного соединения двух деталей привода связанных общим крутящим моментом. Тип муфты выбираем в соответствии с предъявляемыми к ней требованиями [16 табл К21].
Все муфты стандартизированы и выбираются в зависимости от условий эксплуатации величины расчетного крутящего момента и диаметров соединяемых валов.
Расчетный крутящий момент определяем по формуле:
где: Тр – расчетный крутящий момент Нм;
ТН – номинальный крутящий момент на валу взятый из кинематического расчета;
К – коэффициент учитывающий режим работы привода. ( К = 1.16).
Для соединения в нашем случае используем упругую втулочно-пальцевую муфту ГОСТ21425-93 которая позволяет гасить динамические нагрузки и компенсировать несоосность.
Принимаем муфту с допускаемым моментом [T]=63Н*м
Принимаем полумуфту на вал с диаметром 32мм
Выбираем полумуфту на вал редуктора dв=20мм длина lм=36мм.
Проверочный расчет заключается в определении давления между пальцами и резиновыми втулками (набора резиновых колец) по напряжениям смятия. Расчет производим по формуле:
где Z =6– число пальцев;
D1 =60– диаметр окружности расположения центров пальцев мм;
dп=14 – диаметр пальцев под резиной мм;
[см] – допускаемое напряжение смятия для резиновых втулок [см] = 2 4 Нмм2 .
Кроме того пальцы муфты рассчитываем на изгиб:
где: Ft – окружная сила определяется по формуле:
W – момент сопротивления изгибу для сечения пальца
Допускаемые напряжения [и] =(0.4 – 0.5)т. (4.7)
т. – предел текучести материала пальца.
[и] = 0.45 800 = 360
Рис5.5 Эскиз муфты 63-20-1-У3ГОСТ21424-93
Выбор муфты тихоходного вала
Принимаем муфту с допускаемым моментом [T]=2000Н*м
Принимаем полумуфту на вал с диаметром 60мм
Выбираем полумуфту на вал редуктора dв=60мм длина lм=75мм.
D1 =175– диаметр окружности расположения центров пальцев мм;
dп=32 – диаметр пальцев под резиной мм;
КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОЛЕС КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
1 Размеры корпуса и крышки редуктора
Корпус предназначен для размещения деталей передачи обеспечения смазки восприятия усилий возникающих при работе а также для предохранения деталей передачи от повреждений и загрязнений.
Наиболее распространенным материалом для литых корпусов является серый чугун (СЧ15-32).
Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъемными.
Габариты и форма редуктора определяются числом и размерами зубчатых колес заключенных в корпус положением плоскости разъема и расположением валов.
В нижней части основания корпуса предусматривают маслосливное отверстие закрываемое резьбовой пробкой сбоку- отверстие для установки маслоуказателя.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими штифтами которые устанавливают до расточки отверстий под родшипники.Дно корпуса выполняют наклонным 1-2° в сторону сливного отверстия.
В крышке корпуса для заливки масла контроля сборки и осмотре
редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно . Оно располагается в месте удобном для осмотра зацепления.
Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом воздуха и масла . Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки . чтобы избежать этого внутреннюю часть корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушины в его верхней точке.
Для подъема и транспортировки крышки основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья.
Толщина стенок корпуса редуктора (во всех случаях d и d1 ³ 8 мм):
=0025*ат+3=0025*300+3=105 мм (6.1)
=002*ат+3=002*300+3=9мм (6.2)
Принимаем = 1 = 11мм
Толщина фланца основания b=1.5*=1.5*11=165 мм (6.3)
Толщина нижнего фланца основания p=2.35*=2.35*11=188=2585 мм (6.4)
Толщина ребер основания m=(0.85 1)*=11мм (6.5)
Толщина нижнего фланца крышки b1=1.5*1=1.5*11=165 мм (6.6)
Толщина ребер крышки m1=(0.85 1)*1=11мм (6.7)
Диаметр фундаментных болтов d1=(0.03 0036)*aw+12=0.03*300+12=
=21 мм Принимаем М24 (6.8)
Диаметр болтов у подшипников: d2=(07 075)*d1=168 18=М18 (6.9)
Диаметр болтов соединяющих основание с крышкой :
d3=(05 06)*d1=(05 06)*18=9 108мм=М10 мм (6.10)
Крепящих смотровую крышку:
)Количество фундаментальных болтов: 4
)Размеры элементов подшипниковых гнезд:
Диаметр расточки D принимаем по наружному диаметру подшипника;
Расчетные параметры сведем в таблицу6.1
Наименование параметров и единицы измерения
Обозначение параметров и числовое значение
Толщина стенок корпуса редукторамм
Толщина нижнего пояса крышкимм
Толщина верхнего пояса корпусамм
Толщина нижнего пояса корпусамм
Фундаментные болтымм
Болты соединяющие крышку с корпусоммм
2 Конструктивные размеры зубчатых колес
2.1Быстроходная ступень
Определим диаметр и длину ступицы
Определим толщину обода
Определим толщину диска
Внутренний диаметр обода Dk: (6.15)
Определим диаметр центральной окружности
Принимаем f = 15. Угол фаски αф =45°.
Расчетные данные сведем в таблицу6.2
Наименование параметров и единица измерения
Диаметр ступицы колесамм
Длина ступицы колесамм
Толщина обода колеса мм
Толщина диска колесамм
Диаметр центральной окружности
2.2Проомежуточная ступень
Внутренний диаметр обода Dk:
На торцах зубьев выполняют фаски размером с округлением до стандартного значения:
Принимаем f = 2. Угол фаски αф =45°.
2.3Тихоходная ступень
Принимаем f = 3. Угол фаски αф =45°.
Расчетные данные сведем в таблицу6.3
ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ.
Предварительный подбор подшипников производим исходя из соотношения: Fa Fr . (7.1)
Для быстроходного и тихоходного вала
Для быстроходного и промежуточного вала принимаем роликовые конические подшипики.
Для второго промежуточного и тихоходного валов применяем принимаем шариковые радиальные подшипники
Размеры подшипников сведем в таблицу 7.1
Произведем расчет наиболее нагруженного подшипника быстроходного вала (опораА ) по динамической грузоподъемности.
1 Рассчитаем подшипник быстроходного вала.
Ra=33455 Н-из ранее рассчитанного
По справочнику [6] находим статическую грузоподъемность предварительно выбранного подшипника С0 =255 кН.
Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил которые зависят от угла контакта .
S1=083*e×RA=083*0.365*33455=10135 Н (7.1)
S2 =083* e × RB = 083 *0365*31313 = 9486 Н (7.2)
Определяем расчетные осевые нагрузки F1 и F2 .
F2=S1+Fa=1013.5+90=1103.5 Н
Определяем соотношение и сравниваем его с е. При этом если
соблюдается условие то Х = 1 Y = 0; если то Х и Y находят по каталогу [1].
следовательно Х = 1 Y = 0.
Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
где: R – радиальная нагрузка действующая на подшипник
V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.
Kd – коэффициент безопасности. Kd = 1.1 (стр.141 [16])
KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.
Требуемое значение динамической грузоподъемности:
C=Fe(=3680*(=765.5 Н (7.4)
n-частота вращения кольца подшипника
L-требуемая долговечность подшипника(для общего редукторостроения L=5000-1000ч)
α-коэффициент зависящий от характера кривой усталости.(для роликовых подшипников α=3)
Подшипник удовлетворяет условиям прочности т.к.765.5 Н 25500Н
Условие для выбора подшипника С[C]
Где С-требуемая динамическая грузоподъемностькН;
[C]-табличное значение динамической грузоподъемности
2 Рассчитаем подшипники тихоходного вала
Радиальная нагрузка действующая на подшипник;
Rс=16153.9 Н-из ранее рассчитанного
V=1-коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца)
По каталогу [1] находим статическую грузоподъемность предварительно выбранного подшипника С0 = 56 кН.
Эквивалентная нагрузка:
Fэ=V*R*Kб*Kт=1*16153.9*15*1= 24230.8Н
C=Fe(=24230.8*(=1400 Н
Подшипник удовлетворяет условиям прочности т.к.1400Н 56000 Н
ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛ ДЕЙСТВУЮЩИХ В ЗУБЧАТОМ ЗАЦЕПЛЕНИИ И НА ВАЛЫ.ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПОРНЫХ РЕАКЦИЙ ВОЗНИКАЮЩИХ В ПОДШИПНИКОВЫХ УЗЛАХ ВАЛОВ И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.
Расчет сил в зацеплении
Ft1=2*T2*103d1=2*3841*10007531=1020 Н-окружная сила в зацеплении (8.1)
Осевая сила на шестерне
Fa1=Ft*tgα*sin1=1020*tg20*sin1404=900 Н (8.2)
Радиальная сила на шестерне:
Fr1= Ft*tgα*cos1=1020*tg20*cos1404=36015 Н (8.3)
Осевая сила на колесе
Fa2=Fr1=36015 Н (8.4)
Радиальная сила на колесе
В зацеплении цилиндрическими колесами тихоходной ступени
Определим окружную силу
Ft5=2*Т5d1=2*16136*100015282=211176Н- окружная сила в зацеплении
Fr1=Ft1*tgαсos=211176*tg20°cos0=76861 Н
Fa1 =0 Н т.к. колеса прямозубые
Для определения реакций в опорах вначале необходимо построить схему нагружения валов редуктора.(см.рис8.1.)
Рис 8.1 Схема нагружения валов редуктора.
Далее чертим расчетную схему быстроходного вала (рис.7.2) при помощи которой определяем реакции в опорах и изгибающие моменты на валу. Для этого рассмотрим вал в горизонтальной и вертикальной плоскости как балку лежащую на двух опорах.
Рассчитаем реакции опор быстроходного вала:
На муфту действует окружная сила в вертикальной плоскости;
d0-диаметр расположения пальцев муфты
Определяем изгибающий момент МИ от осевой силы FА1
Горизонтальная плоскость
Rah+Rbh-Fr1=-18781+5479-36015=0
Строим эпюру МИН (Нмм)
М1=Ra*74=-18781*74=-13897H*мм
М2=М-Fr*68=33889-36015*48=-13897 H*мм
Вертикальная плоскость
Строим эпюру МИV (Нмм)
М1=Fм*81=12803*81= 103704H*мм
М2=-Ft*48=-1020*48=-48960H*мм
Определяем ΣМИ (Нмм)
Произведем проектировочный расчет вала;
Наиболее опасным является сечение вала в месте опоры А d=30мм.Условие прочности выполняется.
Определяем реакции в опорах:
Рис 8.2Эпюр изгибающих моментов быстроходного вала
Рассчитаем тихоходный вал на изгиб
Чертим расчетную схему вала при помощи которой определяем реакции в опорах и изгибающие моменты на валу. Для этого рассмотрим вал в горизонтальной и вертикальной плоскости как балку лежащую на двух опорах.
-Fr42*925-Fr42*3495+Rd*442-Fr5*565=0Н
МI=Rcv*925=3843*925= 704431 Н*мм
-Ft42*925+Ft42*3495-Rdh*442-Fм*565=0Н
-Ft42*92.5-Ft42*349.5+Rch*442-Fм*123=0Н
МI=-Rch*925=-15690*925= -1451325Н*мм
M2=-Rch(925+257)+Ft42*257=-15690*3495+2111762*257 =
М3=-Fм*123=-18441*123=- 2268243Н
Наиболее опасным является сечение вала в месте посадки подшипника D d=65мм. Условие прочности выполняется.
Рис. 8.3Эпюры изгибающих моментов тихоходного вала
ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Зубчатые колеса шкивы звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.
Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной .
Рис9.1 Основные параметры шпонок
где: - длина шпонки мм
Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:
где:- напряжение смятия Нмм
- крутящий момент на валу Нмм
- диаметр вала вместе посадки шпонки мм
- рабочая длина шпонки мм
-параметры шпонки смотри выше мм
- допускаемое напряжение смятия 110-190 Нмм2
Z – количество шпонок.
Шпонка под полумуфту
параметры шпонки: b =6 мм h = 6мм l = 33 t1 = 35 мм t2 = 28 мм lр = l – b =33-6 = 27мм d = 20мм .([12] cтр40)
параметры шпонки: b =8 мм h = 7мм l = 25 t1 = 4 мм t2 = 28 мм lр = l – b =25-8 = 17мм d = 25мм .([12] cтр40)
Шпонка под зубчатое колесо и шестерню
параметры шпонки: b =10 мм h = 8мм l =55 t1 =5 мм t2 = 33 мм lр = l – b = 55-10 = 45мм d = 40мм .
параметры шпонки: b =18 мм h = 11мм l =65 t1 =7 мм t2 = 44 мм lр = l – b =65-18 = 47мм d = 55мм .
Шпонка на тихоходном валу под муфту
параметры шпонки: b = 18мм h =11 мм l = 65мм t1 = 7 мм t2 = 44 мм lр = l – b = 65 – 18=47 мм d = 60мм .
Шпонка на тихоходном валу под колесо:
параметры шпонки: b = 20мм h =12мм l = 100мм t1 = 7 мм t2 = 49 мм lр = l – b =100 –20=80 мм d = 75мм .
УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
1 Проверочный расчет быстроходного вала на усталостную прочность при изгибе.
Составляем расчётную схему нагружения вала используя значения реакций опор в двух плоскостях полученные при подборе подшипников.
Устанавливаем предполагаемое опасное сечение подлежащее проверке на усталостную -прочность: сечение А-А проходящее через (середину опоры подшипника(dk2=30мм)
Для этих сечений соблюдается условие:
где : S и S коэффициенты запаса по изгибным и крутящим напряжениям ;
S – допускаемое значение коэффициента запаса = 1.1 – 2.5 .
где : -1 и -1 – пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба (стр169 6) ; КD и КD эффективные коэффициенты концентрации напряжений; Kd – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения (мтр169 6); KV – коэффициент влияния поверхностного упрочнения; и – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла (табл. 11.5 1); а и а – амплитудные напряжения; m и m – средние напряжения цикла ( в нашем расчете m m и принимаем равными 0).
КD = К + КF – 1 =1.6+1.2 – 1 = 1.8 (10.4)
-1 =0.43*в=043*780= 335.4 МПа
-1 = 058*-1=058*335=194.3 МПа
КD = К + КF – 1 =1.4+1.2 – 1 = 1.6 (10.6) Kd = 073
2 Проверочный расчет тихоходного вала на усталостную прочность при изгибе.
Опасное сечение проходит через опору D
-1 = 022*в=022*900=198 МПа
НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Используем посадки рекомендованные соответствующей технической литературой В основном мы используем посадки в системе отверстия так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.
Для посадок подшипников на валы принимаем посадку L6к6 для всех валов шероховатость поверхности Ra=0.8
Для тихоходного вала:
Для быстроходного 30L6к6
Для промежуточных 35 L6к6 и 50 L6к6
Для посадки колес на валы 75Н7n6 55Н7n6 40Н7n6
Для посадок крышек подшипников в корпус редуктора принимаем посадку Н7h9
Н7h9 72Н7h9 110Н7h9 140Н7h9
Для посадок крышек подшипников в корпус редуктора принимаем посадку
Для посадки под манжеты принимаем для валов посадку d10 шероховатость Ra=0.02
-Для шпоночных соединений по СТ СЭВ 57-73 и СТ СЭВ 144-75 принимаем отклонения : пазов валов N9 пазов ступиц Js9 по высоте шпонки h11 по глубине паза в вале t1+0.2. по глубине паза во втулке t2+0.2
Для валов назначаем шероховатость поверхностей торцов заплечиков под подшипники Ra16 а посадочных шеек валов Ra08. Шероховатость ступеней вала для посадки зубчатых колес назначаем Ra 2.5.
Идентично выбираем посадки для остальных шпоночных соединений.
Для посадочных поверхностей ступиц конического колеса муфты и зубчатого колеса назначаем шероховатость Ra2.5
Для посадочных поверхностей крышек подшипников и торцев Ra1.6
По таблицам [6] назначаем для быстроходного вала допуск симметричности 0020 допуски цилиндричности 0005-на диаметрах 20 30. Для заплечиков вала допуск перпендикулярности 0025.
Для тихоходного вала допуск симметричности 0030 допуски цилиндричности 0005-на диаметрах 6065 75. Для заплечиков вала допуск перпендикулярности 0025.
СМАЗКА ЗАЦЕПЛЕНИЯ И ПОДШИПНИКОВ РЕДУКТОРА.
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение износ и нагрев деталей.
По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.
Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых колес в масло заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V 12-15 мс При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер определяет из расчета (04-08)л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Глубина погружения в масло hм зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2m hм 0.25d2 (где m - модуль зацепления): при расположении шестерни ниже колеса hм= (0.1-0.5)d1 при этом hmin=0.2m. Рекомендуется чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).
Смазывание подшипников качения осуществляем пластичными мазями (солидол)которые закладываются между подшипником и мазедержащими кольцами. Пластичные мази лучше чем жидкие масла защищают подшипник от коррозии особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшипникового узла и наличие в окружавшей среде влаги.
Уровень масла находящегося в корпусе редуктора контролируют маслоуказателем.
Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается мослосливное отверстие размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.
Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушины.
Из таблицы 25[18] в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости выбираем вязкость масла для смазывания зубчатой передачи 32*10-6 м2с.
Из таблицы 27 [18] выбираем в зависимости от вязкоcти масло индустриальное И-30А.
Акулов Н.В.Коновалов Э.П. «Разработка привода с одноступенчатым редуктором. Практическое руководство и задания к курсовому проектированию по курсам «Детали машин» «Прикладная механика и «Механика»для студентов технических специальностей дневной и заочной форм обучения»Мин образования РБ Гомель2005г.
Детали машин и основы конструирования : учеб. пособие по курсовому проектированию для студентов инженерно- технических и химико-технологических специальностей очной и заочной форм обучения сост. А.Ф.Дулевич и др.- Мн.: БГТУ 2006. – 220 с.
ГОСТ 2.108-68. Спецификация.
ГОСТ 21354—87. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.
Детали машин в примерах и задачах: Учеб. пособие С.Н. Ничипорчик М.И. Корженцевский В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа 1981. - 432 с.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие. - М.: Высш. шк. 2001. - 447 с.
Иванов М.Н. Детали машин. - М: Высш. школа 1991. - 383 с.
Иванов М.Н. Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. -М: Высш. школа 1975. - 551 с.
Курмаз Л.В. Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие. Мн.: УП «Технонринт» 2001. - 290 с.
Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин: Справ пособие. - Мн.: Выш. школа 1986. - 400 с.
Курсовое проектирование деталей машинВ.Н. Кудрявцев Ю.А. Держа-вец И.И. Арефьев и др. - Л: Машиностроение 1984. - 400 с.
Курсовое проектирование деталей машин: Справ пособие. Ч. I и II А.В. Кузьмин Н.Н. Макейчик В.Ф. Калачев и др. - Мн.: Выш. школа 1982.
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособиеС.А. Чернав-ский К.Н. Боков И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение 1987. - 416 с.
Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение 1989. - 496 с.
Тростин В.И. Курсовое проектирование по деталям машин: Метод указ. к выполнению курсового проекта. - Гомель: ГПИ 1981. -43 с.
Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. - Калининград: Янтар. сказ 2002. - 454 с.
В.И.Тростин В.Г.Попов В.Ф.Буренков «Методика расчета параметров открытых цилиндрических и конических зубчатых передач»Гомель 1981.
Анурьев В.И «Справочник конструктора машиностроителя»Машиностроение 1984г.

РЕДУКТОР.cdw

Технические требования
*Размеры для справок
Редуктор залить маслом индустриальное И-30А ГОСТ17479-87.
Допускается эксплуатировать редуктор с отклонением от
горизонтального положения на угол до 5
.при этом должен быть
обеспечен уровень масла
достаточный для зацепления.
Техническая характеристика
Передаточное число редуктора u=46
Вращающий момент на тихоходном валу Т=1613
Частота вращения быстроходного вала n=700 обмин.
коническо-цилиндрический
Штифт 8х30 ГОСТ3129-70
Муфта 63-20-1-II.2-У3ГОСТ
Прокладка регулирующая
Винт М6х25ГОСТ17475-80
Шайба 25ГОСТ14734-69
Штифт 4х20ГОСТ3128-70
ГайкаМ27ГОСТ11871-88
Муфта 2000-60-1-II.2-У3ГОСТ

Компоновака.frw

ОБЩИЙ ВИД ПРИВОДА.cdw

Общее передаточное число привода
Частота вращения приводного вала
Угловая скорость приводного вала
Радиальное смещение валов до 2 мм
Осевое смещение валов до 2 мм
Мощность приводного вала
Техническая характеристика
Схема расположения фундаментных болтов (М1:10)
Эл. двигатель 4А112МВ8
Редуктор коническо-цилиндричечкий

ЛИСТ1.cdw

ЛИСТ1-1.cdw

ДЕТАЛИРОВКА.cdw

Радиусы скруглений 1
HB 260 285 кроме места
обеспеч. инструментом.
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-2002;Н12;
Общие допуски по ГОСТ 30893.2-2002;
Нормальный исходный контур
Коэффициент смещения
Средний делительный диаметр
Неуказанные радиусы 2мм max
Сталь40Л ГОСТ4543-71