Проект привода цепного конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3. 3)

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3. 3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис. 6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4. 2, 4. 3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

Литература

Вступление

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике — машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.

1. Кинетический и силовой расчёт привода

Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности — прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1. 1 Кинематическая схема привода

Рис 1. 1

Таблица 1. 1

Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

Название параметров

Обозначения в формулах

Единица измерения

Величина параметра

Окружная сила

F1

Н

28 000

Скорость

м/с

0,5

Число зубьев

z

-

9

Шаг цепи

р

мм

160

Режим работы

P

-

С

Число смен

T

-

1

1. 2 Выбор двигателя

Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.

Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где N5 — усилие на приводном валу 5, кВт, зобщ — общий кпд.

кВт,

зобщ = з12з23 з34 з45 = 0,95? 0,95? 0,96? 0,98 = 0,85,

где з12= зкр=0,95 — кпд между 1 и 2 валами; з23= зцп? з кр =0,96?0,99=0,95 — кпд между 2 и 3 валами; з34цп? зоп =0,97?0,99=0,96 — кпд между 3 и 4 валами; з45= зм? зоп зоп=1?0,99?0,99=0,98 — кпд между 4 и 5 валами.

Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1. 1

зкр =0,95-кпд клиноременной передачи;

зцп =0,97-кпд цилиндрической передачи;

зоп=0,99-кпд в опорах;

зм=1,0-кпд муфты.

Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.

Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.

рад/с

где рад/с — угловая скорость на 5 валу

где

— общее передаточное отношение привода.

,

Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5. 5, с 74.

— ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.

Определяем частоту вращения вала 1

об/мин.

Выбираем электродвигатель исходя из условий.

Из [3], табл.2. 4, с. 23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к

рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.

Принимаем;; .

Тогда

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

Определяем мощности на валах:

кВт; кВт;

кВт; кВт;

кВт (див. розд.1.2.1.)

Определяем угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм; Нм;

Нм; Нм;

Нм.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1. 2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры

№ вала

N, кВт

щ рад/с

М, Нм

1

16,5

102,05

161,7

2,98

47,68

2

15,7

34,24

458,5

4

3

14,9

8,56

1740

4

4

14,3

2,14

6682

1

5

13

2,4

6542

2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2. 1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2. 1

Исходные данные для расчета передачи

Параметры

№шва

N, кВт

w, рад/с

М, Нм

ид12

и добщ

1

16,5

102,05

161,7

2,98

47,68

2

15,7

34,24

458,5

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2. 2

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива dmin= 63 мм.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d1=100 мм.

Диаметр большего шкива: d2=d1?iкл =100•2,98=298

Скорость ремня:;

где v — скорость ремня, м/с.

Частота вращения ведомого вала;

где n2 — частота вращения ведомого вала, об/мин.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a0=400 мм.

Длина ремня

;

где L — длина ремня, мм;

;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284. 1−80 принимаем L = 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a = 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

aнаим = a— 0,01L;

aнаим = 500−0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

aнаиб = a— 0,025L;

aнаиб = 500−0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

ср = 1,1

Угол обхвата

;

где — угол обхвата, є;

По табл. 5.7 (5, с. 71) величина окружного усилия р0, передаваемого одним ремнем р0=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р0ЧСбЧСLЧCР,

где Сб=1−0,003(180-б1)=1- 0,003(180−156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L0

Коэффициент режима работы Ср=1, следовательно

[р]=824•0,93=757

где р0 =814 (по табл. 5,7 [8], с. 71)

Окружное усилие

Н

Расчетное число ремней;.

Принимаем Z = 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис. 3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры

№ вала

N, кВт

щ, рад/с

M, Нм

ид34

идобщ

2

15,7

34,24

458,5

4,0

47,68

3

14,9

8,56

1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш = НВк + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни — сталь 50, для колеса — сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3. 2

Материалы зубчатых колес.

Материал

Термообработка

Предел теку-чести, ут, МПа

Твердость, НВ

Шестерня

Сталь 50

нормализация

380

180

Колесо

Сталь 40

нормализация

340

154

Допустимые контактные напряжения:

,

где уНlim — граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уНlim b = 2 НВ +70):

уНlim bш = 2·180+70=430МПа, уНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

SН — коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];

КНL — Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NУ·КНЕ); КНЕ — коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1. 1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.

NУ — суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где Lh -время службы передачи, для односменной работы Lh=1·104 час.

,.

NУш · КНЕ =1,96 · 108 · 0,06 = 1,17 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,

NУк · КНЕ = 0,49 · 108 · 0,06 =2,9 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.

Так как в обоих случаях NН0 > NУ · КНЕ, то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где уFlimb — граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уFlimb = НВ + 260):

уFlimbш = 180 +260 = 440МПа, уFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

SF - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8, KFL — коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NУ KFЕ); KFЕ — коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1. 1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

NУm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,

NУк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.

Так как в обоих случаях NF0 > NУ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;.

KFC — коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL — 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[уН]max = 2,8 уТ.

[уН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [уН]max к =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[уF]max = 0,8 уТ.

[уF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа. , [уF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где Ка — коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

шba = 0,45; и = ид34 = 4;

КНв — коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1. 2, в зависимости от шbd = 0,5 шba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНв = 1,046; [уН] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где в — угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Zш — число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;

Zш — число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1. 3, принимаем mп = 5 мм.

— ширина: bк = шdа аw = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем bк = 120 мм.

3. 4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где ZН — коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых — ZН = 1,75, [6];

ZМ = 275 · 103 Па½ — коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ — коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых — ZЕ = 0,8, [6];

КН = КНа КН в КНV — коэффициент нагрузки: КНа — коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1. 4, КН а = 1,15; КН в = 1,046, см. разд.3.3. 1, КНV — коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1. 4, при

; КHV=1. 02; КН=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как уН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[уН], то расчет можем считать завершенным:.

Расчет на контактную прочность.

,

где Кп=2,2, [уН]max — наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где — YF — коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1. 7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи:, Y =3,92; ,Y = 3,6.

YE — коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.

Yв — коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF = К К КFV— коэффициент нагрузки: К — коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых — К =1,0, [6], табл. 1,8; К -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3. 2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

— делительный диаметр:

— диаметр вершин зубьев: dаш = dш + 2mn = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

— диаметр впадин: dѓш = dш — 2,5mn = 106,4 — 2,5 · 5= 93,9мм;

— ширина: bш = bк + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

— диаметр вершин зубьев: dак = dк + 2mn = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

— диаметр впадин: dѓк = dк — 2,5mn = 425,5 — 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1. 9, в зависимости от шba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К = 1,09; КFV— коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1. 10, [6], при КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

уF maх = уF Кп? [уF]maxґ

где Кп — коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 — Кп =2,2.

уF maх ш= 114 · 2,2 = 250,8 МПа? [уF]max ш = 304 МПа,

уF maх к = 92 · 2,2 = 202,4 МПа? [уF]max к = 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3. 3)

— окружная сила

— радиальная сила

— осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgв = 8651· tg 19,95 0 = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис. 3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис. 4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры

№ вала

N, кВт

щ, рад/с

M, Нм

ид34

идобщ

3

14,9

8,56

1740

4

47,68

4

14,3

2,14

6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш = НВк + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни — сталь 50, для колеса — сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

Материал

Термообработка

Предел теку-чести, ут, МПа

Твердость, НВ

Шестерня

Сталь 50

нормализация

380

180

Колесо

Сталь 40

нормализация

340

154

Допустимые контактные напряжения:

,

где уНlim — граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уНlim b = 2 НВ +70):

уНlim bш = 2·180+70=430МПа, уНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

KFL — коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NУ KFЕ); KFЕ — коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1. 1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

NУm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,

NУк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.

Так как в обоих случаях NF0 > NУ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

.

KFC — коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL — 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[уН]max = 2,8 уТ.

[уН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [уН]max к =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[уF]max = 0,8 уТ.

[уF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа. , [уF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где Ка — коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

шba = 0,45; и = ид34 = 4;

КНв — коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1. 2, в зависимости от шbd = 0,5 шba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНв = 1,046; [уН] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

SН — коэффициент безопасности (запас прочности), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];

КНL — Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NУ·КНЕ); КНЕ — коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1. 1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.

NУ — суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где Lh -время службы передачи, для односменной работы Lh=1·10 4 час.

,.

NУш · КНЕ =0,49 · 108 · 0,06 = 2,94 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,

NУк · КНЕ = 0,12 · 108 · 0,06 = 0,72 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.

Так как в обоих случаях NН0 > NУ · КНЕ, то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где уFlimb — граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уFlimb = НВ + 260):

уFlimbш = 180 +260 = 440МПа, уFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

SF - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8,

где в — угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Zш — число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;

Zш — число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1. 3, принимаем mп = 8,0 мм.

— ширина: bк = шdа аw = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем bк = 220 мм.

4. 4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1. 9, в зависимости от шba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К = 1,09; КFV— коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1. 10, [6], при н = 1,77 м/с, КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

уF maх = уF Кп? [уF]maxґ

где Кп — коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 — Кп =2,0.

уF maх ш= 103 · 2,2 = 226,6 МПа? [уF]max ш = 304 МПа,

уF maх к = 84 · 2,2 = 184,8 МПа? [уF]max к = 272 МПа.

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3. 3)

— окружная сила

— радиальная сила

— осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgв = 20 470 · tg20° = 7450 Н

Схема сил в зацеплении

Рис. 4.3.

где ZН — коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых — ZН = 1,75, [6];

ZМ = 275 · 103 Па½ — коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ — коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых — ZЕ = 0,8, [6];

КН = КНа КН в КНV — коэффициент нагрузки: КНа — коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1. 4, КН а = 1,15; КН в = 1,046, см. разд.3.3. 1, КНV — коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1. 4, при

; КHV=1. 02; КН=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как уН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[уН], то расчет можем считать завершенным:.

Расчет на контактную прочность.

,

где Кп=2,2, [уН]max — наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где — YF — коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1. 7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи:, Y =3,92; ,Y = 3,6.

YE — коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.

Yв — коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF = К К КFV— коэффициент нагрузки: К — коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых — К =1,0, [6], табл. 1,8; К -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4. 2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw = 425 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

— делительный диаметр:

— диаметр вершин зубьев: dаш = dш + 2mn = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

— диаметр впадин: dѓш = dш — 2,5mn = 170 — 2,5 · 8,0 = 150 мм;

— ширина: bш bк + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

— диаметр вершин зубьев: dак = dк + 2mn = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;

— диаметр впадин: dѓк = dк — 2,5mn = 680 — 2,5 · 8,0 = 660 мм;

5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

где i- номер вала, j— номер участка ступенчатого вала, Мi — крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с. 53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [фк] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d21 = 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d22 =60 мм d23 = 60 мм d24 = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6. 1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала — вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если — отдельно, — вместе, где d — диаметр впадин шестерни (d = 200,7 мм, см. разд.3.3.3. 11), dвш — диаметр участка вала под шестерню (dвш = 60 мм, см. разд. 5. 2)

-выполняем вместе.

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала — вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если — отдельно, — вместе где d — диаметр впадин шестерни, d =150 мм, dвш — диаметр участка вала под шестерню dвш = d24 =75 мм.

- выполняется отдельно.

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис. 6.1.)

Схема колеса зубчатого

Рис. 6.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d31 = 70 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d32 = 75 мм; d33 = 80 мм.

6. 4 Определение диаметров выходного вала

Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d41 = 110 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ 6636–69.

Принимаем d42 = 115 мм; d43 = 120 мм; d44 = 130 мм. d45 = 140 мм.

Общая ширина зубчатого венца в=220 мм.

Диаметр ступицы dс = 1,6dв = 1,6 · 130 = 208 мм

Длина ступицы lс = (1,2…1,5) dв = 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм

Толщина обода д0 = (2,5…4)mn 4 · 8 = 32 мм

Толщина диска с = (0,2…0,4)b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.

Диаметр отверстий в диске dотв = 0,25[dоб -(dв + 2 дст)],

где, dоб = dfш — 2 д0 = 660 — 2 · 39 = 582 мм.

dотв = 0,25[582 -(130 + 2 ·39)] = 93,5 мм, принимаем dотв = 95 мм.

Диаметр центров отверстий в диске

d0 = 0,5(dв 2 дс + dоб) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4. 2, 4. 3, [1]

Толщина стенки корпуса редуктора:

д = 0,025aw + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6? 14 мм,

где aw— межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

д1 = 0,02аw + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5? 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S = (1,5…1,75) · д =(1,5…1,75) • 14 = 21…24,5 = 24 мм.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S2 = 2,35 д = 2,35 • 14 = 32,9? 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S1 = (1,5…1,75) · д1 =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072aw + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9? 39 мм,

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:

d2 = (0,7…0,75) · d1 =(0,7…0,75) • 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:

d3 = (0,5…0,6) · d1 =(0,5…0,6) • 24 = 12…14,4 = 14мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

m = k + 1,5 д = 60 + 1,5 • 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

с1 = (0,8…1) · д = (0,8…1) ·• 14 = 10,4…14 = 12мм.

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b = 1,2 д = 1,2 · 14 = 16,8 мм.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е1 = (1,0…1,2) д = (1,0…1,2) • 14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е2 = (0,5…1,0) • д = (0,5…1,0) • 14 = 7,0…14 = 10мм.

Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b0 = (0,5…10)m = (5…10) • 8 = 50…80мм.

Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].

Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140−8. Эскизная компоновка редуктора

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2.

Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Номер вала и название шпонки

[усм]

2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи

140

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени

3 — шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени

3 — шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени

4 — шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени

4 — шпонка под зубчатую муфту

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.

Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5. 19, [1].

В качестве материала шпонок используем — Сталь 45, нормализованную [узм] = 140 МПа и [фзр] = 100 МПа, с. 191, [1].

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10 748–79 выбираем из табл. 5. 19, [1] и сводим в таблицу 8. 1

Таблица 81

Параметры и размеры шпоночных соединений

Номер вала и название шпонки

Диам. вала d1 мм

Мкр,

Нм

Размеры шпонки, мм

b

h

l

t1

t2

2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи

50

458,5

18

11

80

7

4,4

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени

55

458,5

20

12

90

7,5

4,9

3 — шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени

75

1740

22

14

100

9

5,4

3 — шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени

75

1740

22

14

100

9

5,4

4 — шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени

130

6542

36

20

180

12

8,4

4 — шпонка под зубчатую муфту

110

6542

32

18

150

11

7,4

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.

По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки (см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо — цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.

Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники № 7312, № 7314, № 7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14. 1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140−143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l1 = 108мм, l2 = 184мм и l3 = 156мм.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1]. проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8. 3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Номер вала и название шпонки

[усм]

2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи

80

2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени

3 — шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени

3 — шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени

4 — шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени

4 — шпонка под зубчатую

муфту

Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

— вычерчиваем кинематическую схему привода;

— обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К1, К2, К3, К4, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

— выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

— силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила Ftш = 20 470 Н, Радиальная сила Frш =7928 Н; Осевая сила Faш =7450 Н.

— силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени Ftk = 8651 Н; радиальная сила Frk = 3349 Н; осевая сила Fак = 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис. 9. 1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l1 = 108 мм, l2 = 184 мм, l3 = 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

— в вертикальной х0у

УМF(D) =0.

.

RDX = RCX —Frш +Frk = 7262 — 7928 + 3349 = 2683 Н

— в горизонтальной zOx

УМF(D) =0

УМF(D) = - Ftш •(l1+l2)+ Ftk l1+ Rc z (l1 + l2 +l3 ) = 0

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой