Проектирование привода

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

  • 1. Техническое задание
    • 1.1 Кинематическая схема механизма
    • 1.2. Определение общего КПД привода
    • 1.3 Определение общего передаточного числа
    • 1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени
    • 1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени
    • 1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени
    • 1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
    • 1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени
    • 1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
    • 1. 10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
    • 1. 11 Выбор муфт
    • 1. 12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
    • 1. 13 Сборка редуктора
    • Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103),

где

Ft — 10 000Н — окружное усилие,

V — 0. 65м/с — скорость цепи,

nобщ — ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

nобщ=nм1*nб*nт *nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

nм1=0,98 — КПД муфты 1

nб=0,98 — КПД быстроходной ступени

nтих=0,98 — КПД тихоходной ступени

nм2=0,98 — КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1. 2

P'эл. дв = (10 000*0. 65) / (103 *0. 91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора nэл. дв=1000 об/мин и необходимой мощности

P'эл. дв=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727 мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

nвых = (6*104 *V) / (p*z) = (6*104 *0. 65) /3. 14* (125*9) =34 мин - 1, где

V — 0. 65м/с — скорость цепи

p — шаг звездочки

z — число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Рпр = (Ft * V) /*103=10 000*0. 65/1000=6,5 кВт, где

Ft — 10 000 Н — окружное усилие на звездочке

V — 0. 65м/с — скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

Uт=4,4

Uб=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р

n

Т

Р1=P'эл. дв. *nм1=7. 5*0,98=

7,35 кВт

n1=nэл. дв. =727 мин -1

Т1=9550*Р1/n1=

9550*7. 35/727=95,5 Нм

Р21*nбыстр=7,35*0,98= =7,2 кВт

n2=n1/Uбыстр=727/4,8= =151 мин — 1

Т2=9550*Р2/n2=

9550*7,2/151=477,5 Нм

Р32*nпр=7,2*0,98= =7,05 кВт

n3=n2/Uпр=151/4,4=

=34 мин — 1

Т3=9550*Р3/n3=9550*7,05/34=1980 Нм

Р43*nт=7,05*0,98=6,91

n4= n3 =34 мин — 1

Т4=9550*Р4/n4=9550*6,91/34=1940 Нм

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z2

Шестерня Z1

Сталь 40Х улучшение

НВ2=269…302

НВ2ср=285

у T = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC1ср=50,5

у T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ — коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К — коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25

КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25

КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

NG — число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG — число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

NFG — число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106

NFG2=4*106

NHG1=100*106

NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t?=24 000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?2= =60t?*n2*nз2=60*24 000*151=217,4*106

t? — суммарное время работы передачи

n2 — частота вращения колеса

nз2 — число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N?1=N?2*U*nз1/nз2= =217,4*106*4,8=1043,7*106

N?2 — суммарное число циклов нагружения колеса

nз1 — число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2НЕ2*N?2= =0,25*217. 4*106=54,4*106

NНЕ1НЕ1*N?1= 0,25*1044*106=261*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=54,4*106> NHG2=20*106

Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=261*106> NHG1=100*106

Принимаем NHЕ1=NHG1=100*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2FЕ2*N?2=0,14*217. 4*106=

=30. 4*106

NFЕ2FЕ2*N?2=0,1*1044*106=

=104,4*106

Сравним полученные значения N с табличным значением NFG:

NFЕ2=30,4*10> NFG2=4*106

NFЕ1=104,4*106> NFG1=4*106

Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н] max и [уF] max - предельные допускаемые напряжения

ут — предел текучести материала

Н] max2=2,8* ут=2,8*750=2100 МПа

F] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

Н] max1=40HRCпов=40*50. 5=2020 МПа

F] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н] = [у0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [уН] max, где

0] Н — длительный предел контактной выносливости

Н] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

Н] max — предельное допускаемое контактное напряжение

0] Н2= (2*НВср+70) /SH0] Н1= (17*НRCпов) /SH

0] Н2= (2*285+70) /1. 1=582 МПа

SH2=1. 1

[у] Н2=582 Мпа

0] Н1= (17*50. 5+200) /1. 2=882 МПа

SH2=1. 2

[у] Н1=882 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа> =70Мпа и НВ2ср=285Мпа< 350Мпа то:

уН= ([у] Н2+ [у] Н1) *0. 45=659Мпа, уН=1. 23 [у] Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[у] Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] F= [у0] F* (4*106/ N) 1/9< [у] Fmax, где [у0] F0F/SF

у0F — длительный предел контактной выносливости, SF — коэффициент безопасности, [у] F — допускаемое контактное напряжение, [у] Fmax — предельное допускаемое контактное напряжение.

у0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа

SF2=1,75

0] F20F2/SF2= =513/1,75=293МПа

у0F1=550МПа

SF1=1,75

0] F10F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у] F2= (4*106/4*106) 1/6*293=

=293 МПа< [у] Fmax=780Мпа

[у] F1= (4*106/4*106) 1/6*314=

=314 МПа< [у] Fmax=1430Мпа

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

КННвНу

При расчете на изгибную выносливость

КF,

Где КНв и К — коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНх и К — коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение Кв определяется из выражения:

Кв= Кво (1-х) +х, где КНво = 1 и Кo=1

Шa=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 — коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

КНвНво=1,Кo=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кх выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n1у* (T2/U2 * Шa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0. 25) 1/3=1,9м/с, где

n1=727 мин -1 — частота вращения быстроходного вала редуктора

су=1600 — коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T2 — критический момент

U — заданное передаточное число

Шa — коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНх=1,02 и К=1. 06

КН=1*1. 02=1. 02

КF=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 — коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZУ0.7 (см. ГОСТ 21 354–75 «Расчет на прочность»)

Т2 — номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

КН — коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНб — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис. 6,2);

[у] Н — допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Шa = 0,4 — коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение б' округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636–69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b2= Шa*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m'n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563–60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

вmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1. 5/35) =9,55o

Z'У=Z2+Z1=2*a*cos вmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

ZУ=184, Cosв= ZУ*mn/2a=184*1. 5/2*140=0. 9857

в=9,6> 9,55=вmin

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z'1=Z У/U'+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30

Z2= Z У — Z 1=184−30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 2/ Z 1=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т2 — номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 — коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K=0,91 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис. 6,2), YF2=3,61 — коэффициент формы зуба ([1] Рис. 6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.

Zv2=Z2/cos3в=154/cos39,6=160

Y в — коэффициент учитывающий наклон зуба, Y в = 1- (в/140) =1−0,072=0,931, b2 — рабочая ширина колеса, mn — модуль, а — межосевое расстояние, U — заданное передаточное число, [у] F2=293 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

уF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1. 5*140*4,8) =222< [у] F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

уF1= уF2*YF1/ YF2< [у] F1, где

уF2 =222 МПа — напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[у] F1=314 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

уF1=222*3,4/3,61=209МПа < [у] F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d1=mn/cos в*Z1=1,5/0,986*30=45,6 мм

d2=mn/cos в*Z2=1,5/0,986*154=234,4 мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d2+ d1=2а

45,6+234,4=2*140=250 — верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6 мм

dа2= d2+2 mn=237,4 мм

df1= d1-2,5mn=45,6+2,5*1,5=41,85 мм

df4= d2-2,5 mn=234,4−2,5*1,5=230,65 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da1+6=54,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T2*103/d2=2*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgбn/cosв=4074*tg20o/cos9,6o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= Fttgв=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Колесо Z4

Шестерня Z3

Сталь 40Х улучшение

НВ2=269…302

НВ2ср=285

у T = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC1ср=50,5

у T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ — коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К — коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25

КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25

КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

NG — число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости. NHG — число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис. 4.3 [1]). NFG — число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106

NFG2=4*106

NHG1=100*106

NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи t?=24 000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?2= =60t?*n2*nз2=60*24 000*34=49*106

t? — суммарное время работы передачи

n2 — частота вращения колеса

nз2 — число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N?1=N?2*U*nз1/nз2= =49*106*4,4=215,6*106

N?2 — суммарное число циклов нагружения колеса

nз1 — число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2НЕ2*N?2= =0,25*49*106=12,25*106

NНЕ1НЕ1*N?1= 0,25*215,6*106=54*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=12,25*106< NHG2=20*106

Принимаем NHЕ=12,25*106

NНЕ1=54*106< NHG1=100*106

Принимаем NHЕ1=54*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2FЕ2*N?2=0,14*49*106=

=6. 86*106

NFЕ2FЕ2*N?2=0,1*215,6*106=

=21,56*106

Сравним полученные значения N с табличным значением NFG:

NFЕ2=6,86*10> NFG2=4*106

NFЕ1=21,56*106> NFG1=4*106

Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

Н] max и [уF] max - предельные допускаемые напряжения

ут — предел текучести материала

Н] max2=2,8* ут=2,8*750=2100 МПа

F] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

Н] max1=40HRCпов=40*50. 5=2020 МПа

F] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

Н] = [у0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [уН] max, где

0] Н — длительный предел контактной выносливости

Н] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

Н] max — предельное допускаемое контактное напряжение

0] Н2= (2*НВср+70) /SH0] Н1= (17*НRCпов) /SH

0] Н2= (2*285+70) /1. 1=582 МПа

SH2=1. 1

[у] Н2=582* (20*106/12,25*106) 1/6=

=640 МПа

0] Н1= (17*50. 5+200) /1. 2=882 МПа

SH2=1. 2

[у] Н1=882* (100*106/54*106) 1/6=

=979 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа> =70Мпа и НВ2ср=285Мпа< 350Мпа то:

уН= ([у] Н2+ [у] Н1) *0. 45=729Мпа

уН=1. 23 [у] Н2=787Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений [у] Нрасч=729МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у] F= [у0] F* (4*106/ N) 1/9< [у] Fmax, где

0] F0F/SF

у0F — длительный предел контактной выносливости

SF — коэффициент безопасности

[у] F — допускаемое контактное напряжение

[у] Fmax — предельное допускаемое контактное напряжение

у0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа

SF2=1,75

0] F20F2/SF2= =513/1,75=293МПа

у0F1=550МПа

SF1=1,75

0] F10F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у] F2= (4*106/4*106) 1/6*293=

=293 МПа< [у] Fmax=780Мпа

[у] F1= (4*106/4*106) 1/6*314=

=314 МПа< [у] Fmax=1430Мпа

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

А) При расчете на контактную выносливость КННвНу

Б) При расчете на изгибную выносливость КF, где

КНв и К — коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. КНх и К — коэффициент динамической нагрузки

Относительная ширина шестерни:

b/d=0. 5Шa (U +1), где

Шa=0,25 — коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U' = 2,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления

Кв= Кво (1-х) +х, где КНво =1 и Кo=1

Х=0,5 — коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9

КНв= КНво =1, К= Кo=1

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кх выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n2у* (T3/U2 * Шa) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0. 25) 1/3=0,7м/с, где

n3=151мин -1 — частота вращения промежуточного вала редуктора

су=1600 — коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T4 — критический момент

U — заданное передаточное число

Шa — коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНх=1,01 и К=1. 03

КН=1*1. 01=1. 01

КF=1*1,03=1,03

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 — коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZУ0.7 (см. ГОСТ 21 354–75 «Расчет на прочность»)

Т4 — номинальный крутящий момент на валу колеса

U' - заданное передаточное число

КН — коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНб — коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис. 6,2);

[у] Н — допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Шa = 0,4 — коэффициент ширины зубчатых колес передачи

мм

Полученное значение б' округляем до значения a=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636–69. Рабочая ширина венца. Рабочая ширина колеса:

b2= Шa*а=0,25*210=53 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=56 мм

Модуль передачи.

, принимаем

мм

Полученное значение модуля m'n=2,5 округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563–60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

вmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*2,5/53) =7,18o

Z'У=Z6+Z5=2*a*cos вmin/mn=2*210*0,993/2,5=167

Cosв= ZУ*mn/2a=167*2,5/2*210=0. 9848

в=10> 7,18=вmin

Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.

Z'3=Z У/U'+1=167/4,4+1= 29,1 округляем до целого числа Z5=29

Z4= Z У — Z 5=167−29=138

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 4/ Z 3=138/29=4,5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т4 — номинальный крутящий момент на валу колеса

KF=1. 03 — коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K=0,91 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис. 6,2)

YF4=3. 61 — коэффициент формы зуба ([1] Рис. 6,2)

YF3=3,7 — коэффициент формы зуба ([1] Рис. 6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv

Zv4=Z4/cos3в=138/cos3 10=132

Y в — коэффициент учитывающий наклон зуба

Y в = 1- (в/140) =1−0,07 =0,93

b2 — рабочая ширина колеса

mn — модуль

а — межосевое расстояние

U — заданное передаточное число

[у] F2=293 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

уF6= (151*103*1,03*0,91*0,93*3,61* (4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [у] F6

Б) зуб шестерни:

уF3= уF*YF3/ YF4< [у] F5, где

уF4 =78МПа — напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF3=3,7 и YF4=3,61- коэффициенты, учитывающие форму зуба

[у] F3=314 МПа — допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

уF3=78*3,7/3,61=80МПа < [у] F5

Определение диаметров делительных окружностей d.

d3=mn/cos в*Z3=2,5/0. 9848*29=71,6 мм

d4=mn/cos в*Z4=2,5/0. 9848*138=348,4 мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d4+ d3=2а

71,6+348,4=2*210=420 верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев df и da:

3= d5+2 mn=71,6+2*2,5=77,6 мм

4= d6+2 mn=348,4+2*2,5=353,4 мм

df3= d5-2,5 mn=71,6−2,5*2,5=65,35 мм

df4= d6-2,5 mn=348,4−2*2,5=342,15 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

d=da3+6=77,6+6=83,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T4*103/d4=2*1980*1000/348,4=11 366 H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgбn/cosв=11 366*tg20o/cos10o=4136Н

Осевая сила:

Fa= Fttgв=11 366* tg10=1996Н

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:

Делительный диаметр:

Dд=P/ (sin180/Z);

P-шаг цепи; Z-число зубьев звёздочки.

Dд=125/ (sin180/9) =365. 5 мм;

Диаметр окружности выступов:

De=P (0,56+2,74−0,31/8,3) =409мм;

Диаметр окружности впадин:

Di=Dд — Dц;

Di=365,5−15=350,5 мм.

Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7 мм;

1. 10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы: , — окружные, , — осевая, , — радиальная, — крутящий момент.

, ,.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ,

,

.

Отсюда находим, что.

2. ,

,

. Получаем, что.

Выполним проверку:

,, ,.

Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что.

4. ,

,

, отсюда.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

,, ,

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке, причём моменты здесь будут иметь значения:

,.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности, значение которого можно принять. При этом должно выполняться условие, что

,

где — расчётный коэффициент запаса прочности, и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 35ХМ) по табл. 10.2 лит. 3: — временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3):

, ,

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений, — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.4 лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.5 лит.3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

,.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где — расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

,.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

.

Среднее напряжение цикла. Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

— условие выполняется.

1. 11 Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающим элементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

1. 12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем наиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.

Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть не менее 10 мм от вершин зубьев.

1. 13 Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Список используемой литературы

1. М. Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

2. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов — Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

3. В. И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

4. В. И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

5. В. И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой