Расчет цепной передачи
Расчет (кинематический и силовой – привода, открытой и закрытой передачи, подшипников, проектный – валов редуктора). Подбор (подшипников для валов редуктора, шпонок). Проверочные расчеты (подшипников, валов). Выбор посадок основных деталей, двигателя.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.05.2009 |
| Размер файла | 239,7 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Содержание
Введение
1. Кинематический и силовой расчет привода выбор двигателя
2. Расчет открытой передачи
3. Расчет закрытой передачи
4. Проектный расчет валов
5. Проверочный расчет подшипников
6. Подбор подшипников для валов редуктора и расчет
7. Подбор шпонок и проверочный расчет соединения
8. Проверочный расчет валов редуктора
9. Выбор посадок основных деталей
Список литературы
1. Кинематический и силовой расчет привода выбор двигателя.
Определяем требуемую мощность транспортера:
Где F - тяговая сила, Н;
Ррм = F . (1)
- линейная скорость, м/с;
.
2. Определяем КПД всего привода:
; (2)
Где зп - КПД закрытой передачи;
оп - КПД открытой передачи;
м - КПД муфты;
пк - КПД подшипников качения.
3. Находим требуемую мощность:
; (3)
.
4. Выбираем двигатель 4АМ132М6УЗ:
Рном=7,5квт; = 870 об/мин.
5. Определяем частоту вращения барабана:
, (4)
Где D - диаметр барабана;
.
6. Находим общее передаточное число:
; (5)
.
7. Произведем разбивку общего передаточного числа:
; (6)
Где - передаточное число открытой передачи,
- передаточное число закрытой передачи.
8. Определяем мощность на ведущем валу редуктора:
; (7)
.
9. Определяем мощность на ведомом валу редуктора:
; (8)
.
10. Определяем мощность на транспортере:
; (9)
.
11. Определяем частоту вращения:
А) двигателя:
Б) быстроходного вала редуктора:
(10)
В) тихоходного вала редуктора: (11)
Г) барабана транспортера:
(12)
Nб = 72,7 об/мин (б = 7,6 рад/с)
12. Определяем вращающий момент:
А) двигателя:
(13)
Б) быстроходного вала редуктора:
М1 = Мдв . Uоп . оп . пк (14)
М1 = 82,4 . 3,8 . 0,92 . 0,99 =285 Н.м
В) тихоходного вала редуктора:
М2 = М1 . Uзп . зп . пк (15)
М2 = 285 . 3,15 . 0,97 . 0,99 = 862 Н.м
Г) барабана транспортера:
Мрм = М2 . м . пк (16)
Мрм = 862 . 0,98 . 0,99 = 836 Н.м
Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4АМ132М6УЗ |
||||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
|||||
|
Закытая |
Открытая |
Двигателя |
Редуктора |
Приводной транспортера |
||||
|
Быстроходный |
Тихоходный |
|||||||
|
Передаточное число |
3,15 |
3,8 |
РасчетнаяМощностьР, квт |
7,5 |
6,8 |
6,5 |
6,3 |
|
|
КПД |
0,97 |
0,92 |
УгловаяСкорость,, рад/с |
91,06 |
24 |
7,6 |
7,6 |
|
ЧастотаВращения,N, об/мин |
870 |
229 |
72,7 |
72,7 |
||||
Вращающий момент,М, Н.м |
82,4 |
285 |
862 |
836 |
2. Расчет открытой передачи.
1. Определяем шаг цепи:
; (17)
Где =3,75- коэффициент влияния частоты вращения ведущей звездочки на износостойкость шарнира;
=1- коэффициент, учитывающий число рядов цепи, принимаем однорядную цепь;
Р> 21,045 мм;
По госту 13568-81 с учетом того, что большая частота вращения на тихоходном валу, принимаем роликовую однорядную цепь нормальной серии типа ПР-25,4-56,7; проекция опорной поверхности шарниров
И диаметр ролика ;
Для выбранной цепи =800 об/мин, следовательно, условие =72,7 об/мин<=800 об/мин соблюдается;
2. Скорость цепи:
=0,77 м/c; (18)
3. Окружная сила, передаваемая цепью:
=8442 Н; (19)
4. Силы, действующие на валы звездочек:
; (20)
Где К=1,05- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от характера нагрузки, действующий на вал, и расположения передачи: угла наклона линии центров звездочек к горизонту, при этом примем =и спокойную нагрузку.
5. Принимаем коэффициенты:
=1- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа привода;
=1- коэффициент наклона линии центров звездочек от типа привода;
=1- коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжение цепи, принимаем передачу с регулировкой положения одной из звездочек;
= 0,8- коэффициент, зависящий от способа смазывания передачи, принимаем непрерывное смазывание;
6. Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:
; (21)
=1 1 1 0,8=0,8;
7. Среднее давление в шарнирах цепи:
=37,52 Н/; (22)
8. Межосевое расстояние передачи:
А=40р=40 25,4=1016 мм; (23)
9. Число звеньев цепи
=117,89; (24)
Принимаем =118;
10. Длина цепи:
=118 25,4=2997,2 мм; (25)
11.Уточняем межосевое расстояние при окончательно принятом числе зубьев:
; (26)
Где =80,5; (27)
=15,84; (28)
=1017,27 мм;
Принимаем =1017 мм;
12. Определяем диаметры звездочек:
А) ведущей звездочки:
Диаметр окружности выступов:
=213,36 мм; (29)
Диаметр делительной окружности:
=195,38 мм; (30)
Диаметр окружности впадин:
=179,32 мм; (31)
Где r=8,03 мм-радиус впадин;
Б) ведомой звездочки:
Диаметр окружности выступов:
=416,306 мм;
Диаметр делительной окружности:
=403,17 мм;
Диаметр окружности впадин:
=387,11 мм;
Проверочный расчет
13. Допускаемое среднее давление в шарнирах цепи
Из таблицы принимаем: [Рц]=39 Н/;
14. Сравниваем значения расчетного и допускаемого средних давлений:
Рц=37,52 Н/<[Рц]=39 Н/, следовательно, износостойкость шарниров цепи обеспечивается.
15. Вычисленное значение параметров сводим в таблицу №2.
Таблица №2- параметры цепной передачи.
|
Параметры |
Значение |
|
|
Тип цепи |
ПР-25,4-56,7 |
|
|
Шаг цепи, мм |
25,4 |
|
|
Межосевое расстояние, мм |
1016 |
|
|
Длина цепи, мм |
2997,2 |
|
|
Число звеньев, мм |
118 |
|
|
Число зубьев звездочки Ведущей Ведомой |
25 50 |
|
|
Скорость цепи, м/с |
0,77 |
|
|
Силы действующие на валы звездочек, Н |
8864 |
|
|
Диаметр делительной окружности звездочек, мм Ведущей Ведомой |
195,38 403,17 |
|
|
Диаметр окружности выступов звездочек, мм Ведущей Ведомой |
213,36 416,306 |
|
|
Диаметр окружности впадин звездочек, мм Ведущей Ведомой |
179,32387,11 |
Смазка редуктора.
1. Смазывание зубчатого зацепления.
А) применяют непрерывное смазывание жидким маслом , картерным способом ;
Б) сорт масла выбираем по таблице в зависимости от расчетного контактного напряжения и окружной скорости, масло И-Г-А-68.
В) определяем количество масла для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием. Объем масляной ванны определяем из расчета 0,4…0,8л масла на квт передаваемой мощности.
V=0,4P ,
Где P=7,5 квт - передаваемая мощность.
V=0,47,5=3 л ;
Г) уровень масла должен быть таким , чтобы зубья колеса и шестерни были полностью погружены в масло.
Д) уровень масла контролируется маслоуказателем.
2. Смазывание подшипников.
Подшипники, при окружных скоростях =3 м/с, смазываются разбрызгиванием. Для свободного проникновения масла в полость подшипника она должна быть открыта внутрь корпуса .
Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100 Со;
На ведомом валу устанавливают зубчатое колесо с натягом, затем надевают распорные втулки, стальные цилиндрические шайбы и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора вместе с дистанционными втулками, регулировочными шайбами, врезными крышками и винтами.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют винтами соединение основания и крышки редуктора.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают звездочку и закрепляют ее. Точно так же поступают с установкой муфты на конец ведущего вала.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночного соединения.
В проектируемом редукторе применяем призматические шпонки. Проверку делаем на смятие. Проверке подлежат 2 шпонки тихоходного вала - под колесом и полумуфтой и одна на быстроходном валу - под полумуфтой.
Шпонка под колесом.
, (50)
Где - окружная сила, Н;
- площадь смятия шпонки,
, (51)
Где - рабочая длина шпонки с округленными торцами,
, (52)
Где -полная длина шпонки, определяемая на компоновке, мм;
B, h, - стандартные размеры.
Шпонка под полумуфту на тихоходном валу.
Шпонка под полумуфту на быстроходном валу:
Условие прочности для каждой шпонки выполняется, поэтому все шпонки пригодны.
Проверочный расчет валов редуктора
Проверочный расчет валов на прочность выполняем на совместное действие изгиба и кручения. Определяем допускаемый коэффициент запаса прочности. При высокой достоверности расчета [s]=1,3.
Быстроходный вал.
А) Расчет на сопротивление усталости.
1) Определяем опасное сечение вала. Это точка 1 на третьей ступени (шлицевой вал), в котором действует суммарный изгибающий момент Ми=42 Нм.
2) Определяем источники концентрации напряжений в опасном сечении. При df1<d3 концентратор напряжений - шлицы.
3) Определяем напряжения в опасном сечении вала. Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений ?а равна расчетным напряжениям изгиба ?и?
( )
Где Ми - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н мм;
Wи - осевой момент сопротивления сечения вала, мм3:
( )
Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла ?а равна половине расчетных напряжений кручения ?к:
( )
Где Мк - крутящий момент, Н мм;
W? - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм3:
( )
4) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
( )
( )
Где К? и К? - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF - коэффициент влияния шероховатости;
5) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
( )
( )
Где ?-1??и ?-1 - пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения, мпа;
6) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
( )
( )
7) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
( )
S>[s], т.е. Усталостная прочность обеспечена.
Б) Расчет на статическую прочность.
Определяем предельное допускаемое напряжение:
( )
Где ?Т - предел текучести, мпа;
2) Определяем эквивалентное напряжение по пятой гипотезе прочности (гипотезе энергии формоизменения):
( )
?Э<[?]max , т.е. Статическая прочность обеспечена.
Тихоходный вал.
А) Расчет на сопротивление усталости.
1) Определяем опасное сечение вала. Это точка С (под подшипником на второй ступени), в которой действует суммарный изгибающий момент Ми=252,2 Нм.
2) Определяем источники концентрации напряжений в опасном сечении. Это ступенчатый переход галтелью между второй и третьей ступенью (r=2,0 мм, t=4 мм).
3) Определяем напряжения в опасном сечении вала:
( )
( )
4) Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
5) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:
6) Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
7) Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
S>[s], т.е. Усталостная прочность обеспечена.
Б) Расчет на статическую прочность.
Определяем предельное допускаемое напряжение:
2) Определяем эквивалентное напряжение по пятой гипотезе прочности (гипотезе энергии формоизменения):
?Э<[?]max , т.е. Статическая прочность обеспечена.
3. Расчет закрытой передачи.
1 Материалы зубчатых колес.
Марка сталей шестерни и колеса сталь 40ХН.
Термообработка:
Шестерни - улучшение;
Колеса - улучшение.
Твердость:
Шестерни 250НВ ;
Колеса 250НВ.
2 Определяем допускаемые контактные напряжения.
(32)
Где - допускаемый коэффициент безопасности,
коэффициент долговечности;
- предел контактной выносливости рабочей поверхностей зубьев, соответствующей базе испытаний.
Для шестерни и колеса:
3 Определяем допускаемые напряжения изгиба.
(33)
Где - предел выносливости зубьев при изгибе;
коэффициент долговечности;
=1 - коэффициент, учитывающий влияние нагрузки.
Для шестерни и колеса:
4 Расчетные коэффициенты. Принимаем
5 Определяем межосевое расстояние передачи.
(34)
Принимаем из стандартного ряда
6 Определяем ширину зубчатого венца.
Колеса:
Шестерни:
7 Определяем нормальный модуль.
(35)
Принимаем
8 Предварительно принимаем угол наклона зубьев.
9 Определим числа зубьев шестерни.
(36)
Принимаем
Тогда
10 Определяем фактический угол наклона зубьев.
(37)
11 Фактическое передаточное число.
(38)
12 Основные геометрические размеры передачи.
Делительные параметры:
(39)
(40)
Уточняем межосевое расстояние:
(41)
Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса.
(42)
(43)
13 Определяем окружную скорость колес.
(44)
14.Силы, действующие в зацеплении.
Окружная:
(45)
Радиальная:
(46)
15 Проверяем контактные напряжения.
(47)
коэффициент распределения нагрузки
коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
коэффициент динамической нагрузки.
Контактная прочность зубьев обеспечивается.
16 Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни .
(48)
Где - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
-коэффициент динамической нагрузки.
и - коэффициенты форма зуба шестерни и колеса.
- коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.
Таблица №3. Параметры цилиндрической косозубой передачи. Проектный расчет.
|
Параметр |
Значения |
Параметр |
Значения |
|
|
Межосевое расстояние |
160 |
Угол наклона зубьев |
||
|
Модуль зацепления m |
1,75 |
Диаметр делительной окр. Шестерни Колеса |
77,8 245 |
|
|
Ширина зубчатого венца: Шестерни Колеса |
89,6 80 |
Диаметр окружности вершин Шестерни Колеса |
81,3 248,5 |
|
|
Число зубьев: Шестерни Колеса |
40 126 |
Фактическое передаточное число |
3,15 |
Проверочный расчет.
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетное значение |
|
|
Контактные напряжения |
518,8 |
500 |
|
|
Напряжения изгиба, мпа |
257 |
190 |
4. Проектный расчет валов.
Выбираем материал. Сталь 40Х.
Выбираем допускаемое напряжение изгиба:
Для ведущего вала
Для тихоходного вала
Определяем геометрические параметры ступеней вала.
Ведущий вал.
Первая ступень под элемент открытой передачи.
(54)
Округляем
(55)
Принимаем
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.
(56)
Где t- высота буртика.
Принимаем 20мм.
(57)
Третья ступень под шестерню.
(58)
Где r - фаска подшипника.
Принимаем
- определяем графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
а
Тихоходный вал.
Первая ступень под муфту.
(59)
(60)
Вторая ступень под уплотнение крышки с отверстием и подшипника.
(61)
Принимаем
(62)
Третья ступень под колесо.
(63)
определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
, а
Выбираем материал. Сталь 40Х.
Выбираем допускаемое напряжение изгиба:
Для ведущего вала
Для тихоходного вала
Определяем геометрические параметры ступеней вала .
Ведущий вал.
Первая ступень под элемент открытой передачи.
(49)
Округляем
(50)
Принимаем
Вторая ступень под уплотнение крышки с
Отверстием и подшипник.
(51)
Где t- высота буртика.
Принимаем
(52)
Третья ступень под шестерню.
(53)
Где r - фаска подшипника.
Принимаем
- определяем графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
а
Тихоходный вал.
Первая ступень под муфту.
(54)
(55)
Принимаем
Вторая ступень под уплотнение крышки с
Отверстием и подшипника.
(56)
Принимаем
(57)
Принимаем
Третья ступень под колесо.
(58)
определяется графически на эскизной компоновке.
Четвертая ступень под подшипник.
, а
5. Проверочный расчет подшипников.
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 4 выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности ,Н, с базовой ,Н, или базовой долговечности ,ч, с требуемой ,ч, по условиям:
или .
Проверяем пригодность подшипников 309 быстроходного вала.
1.Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
Где X иy- коэффициент соответственно радиальной и
Осевой нагрузки;
V-коэффициент вращения внутреннего или наружного кольца;
-коэффициент безопасности, учитывающий
Влияние на долговечность подшипников характера
Внешних нагрузок;
-температурный коэффициент.
Принимаем: X=1; Y=0; V=1;
2.Определяем динамическую грузоподъемность:
Где m-показатель степени;
-долговечность подшипника;
Принимаем: m=3; =8000.
Подшипник пригоден.
3. Определяем долговечность подшипника.
;
Проверяем пригодность подшипников 311 тихоходного вала.
1. Принимаем коэффициенты:X=1,Y=0,
2. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле ….:
3. Определяем динамическую грузоподъемность
4. Определяем долговечность подшипника
|
Вал |
Подшипник |
Размеры dxdxb,мм |
Динамическая грузоподъемность |
Долговечность |
||||
|
Принят предварительно |
Выбран окончательно |
|||||||
|
Б |
309 |
309 |
45x100x27 |
20200 |
52700 |
15541 |
8000 |
|
|
Т |
311 |
311 |
55x120x29 |
13800 |
71500 |
20558 |
8000 |
6. Подбор подшипников для валов редуктора и расчет.
Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 4 выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности ,Н, с базовой ,Н, или базовой долговечности ,ч, с требуемой ,ч, по условиям:
или .
Проверяем пригодность подшипников 309 быстроходного вала.
1. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:
(59)
Где X иy- коэффициент соответственно радиальной и
Осевой нагрузки;
V-коэффициент вращения внутреннего или наружного кольца;
-коэффициент безопасности, учитывающий
Влияние на долговечность подшипников характера
Внешних нагрузок;
-температурный коэффициент.
Принимаем: X=1; Y=0; V=1;
2. Определяем динамическую грузоподъемность:
(60)
Где m-показатель степени;
-долговечность подшипника;
Принимаем: m=3; =8000.
Подшипник пригоден.
3. Определяем долговечность подшипника.
(61)
;
Проверяем пригодность подшипников 311 тихоходного вала.
1. Принимаем коэффициенты:X=1,Y=0,
2. Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле :
3. Определяем динамическую грузоподъемность:
4. Определяем долговечность подшипника по формуле :
|
Вал |
Подшипник |
Размеры dxdxb,мм |
Динамическая грузоподъемность |
Долговечность |
||||
|
Принят предварительно |
Выбран окончательно |
|||||||
|
Б |
110 |
110 |
50x80x16 |
18208 |
21600 |
13358 |
8000 |
|
|
Т |
111 |
111 |
55x90x18 |
12400 |
28100 |
92863 |
8000 |
7. Подбор шпонок и проверочный расчет соединения.
Так как в данном случае шпоночное соединение вала с колесом не целесообразно , выбираем и рассчитываем соединение с натягом .
Определяем среднее контактное давление pm ,Н/мм2:
(62)
Где K=3-коэффициент запаса сцепления деталей , fc - коэффициент трения ; d и l - соответственно диаметр и длина посадочной поверхности , мм; Т-вращающий момент , Нм :
Определяем коэффициенты С1 и С2 :
(63)
Где d1 =0 - диаметр отверстия охватываемой детали ; - коэффициент Пуассона охватываемой и охватывающей деталей .
С1 =1-0,3=0,7
(64)
где d2 - диаметр охватывающей детали , мм:
Определяем деформацию деталей , мкм :
=pm d103 (C1 /E1 +C2 /E2 ) (65)
Где Е1 и Е2 - модули упругости материалов охватываемой и охватывающей деталей , Н/мм2:
=5260103(0,7 /2,1105 + 2,63/2,1105)=49,47
Определяем поправку на обмятие микронеровностей u, мкм. Предварительно предполагаем , что точность изготовления вала и отверстия будет соответствовать 7 -му квалитету , принимаем значения RA1 =1,6 , Ra2 =1,6 ;
U=5,5(RA1 + Ra2) (66)
U=5,5(1,6+1,6)=17,6
Определяем минимальный требуемый натягNmin,мкм:
Nmin +u+t (67)
Nmin 49,47+17,6+0=67,07
Определяем максимальное контактное давление , допускаемое прочностью охватывающей детали pmax ,Н/мм2:
pmax=0,5T21-d/d22 (68)
Где T2 - предел текучести материала охватывающей детали , Н/мм2 :
pmax=0,56301-60/952=189,35
7. Определяем максимальную деформацию , допускаемую прочностью охватывающей детали max ,мкм :
max=pmax /p (69)
max=189,3549,47/52=180
8. Определяем максимальный допускаемый натяг , гарантирующий прочность охватывающей детали Nmax ,мкм ;
Nmax max +4 (70)
Nmax 180+17,6=197,6
По таблице 10.15 выбираем посадку H8/x8 , для которой :
Nmin=90 мкм Nmin и Nmax =154 мкм Nmax
Определяем давление от максимального натяга Nmax выбранной посадки pmax , Н/мм2 :
Pmax=Nmax-up/ (71)
Pmax=154-17,652/49,47=143,38
Определяем силу запрессовки для выбранной посадки Fп , кн :
Fп=dlpmaxfп (72)
Fп=3,1460110143,380,02=59,43 кн .
Таким образом , для сборки соединения требуется пресс, развивающий силу 60 кн .
8. Проверочный расчет валов редуктора.
Цель расчета определить коэффициент запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемым.
1. Определяем напряжения в опасных сечениях, Н/
А) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба
(73)
Где М- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм;
-осевой момент сопротивления сечения вала,
Для тихоходного вала:
(74)
Для быстроходного вала:
Б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения
(75)
Где -крутящий момент, Нм;
-полярный момент инерции сопротивления
Сечения вала,
Для тихоходного вала:
(76)
Для быстроходного вала:
2. Оределяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:
(77)
(78)
Где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
- коэффициент влияния шероховатости;
- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
;
;
Быстроходный вал:
3. Определяем пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, мпа;
, (79)
, (80)
Где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, мпа.
Тихоходный вал:
Быстроходный вал:
4.Определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
(81)
(82)
Тихоходный вал:
Быстроходный вал:
5. Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
, (83)
,
,
Коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях тихоходного и быстроходного валов больше допускаемого значения. Из этого делаем вывод, что валы сохранят свои размеры, форму и состояния поверхности.
9. Выбор посадок основных деталей.
В случае соединения с натягом колеса и вала принимаем посадку для цилиндрических шевронных передач Н8/x8.
Посадка для муфты на конец тихоходного вала Н7/r6.
Посадка для муфты на конец быстроходного вала Н7/r6.
При соединении внутреннего кольца подшипников качения на валы отклонения вала к6.
При соединении наружного кольца подшипников качения в корпусе отклонение отверстия Н7.
Смазка зацепления и подшипников качения.
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии ,снижения коэффициента трения , уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
Смазывание зубчатого зацепления.
А) Способ смазывания. Для редукторов общего
Назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до12,5 м/с.
Б) Выбор сорта масла. Зависит от назначения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скости колес. Сорт масла выбираем в соответствии с Таблицей И-Г-А-68.
В) Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной
Ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 квт передаваемой мощности.
0,5 Р=0,5 0,33=1,6 л.
Г) Определение уровня масла. В цилиндрических редукторах при окунании в масляную ванну колеса.
Где m-модуль зацепления, мм.
Д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. В проектируемом редукторе применяем круглый маслоуказатель. В них через нижнее отверстие в стенке корпуса масло проходит в полость маслоуказателя, через верхнее отверстие маслоуказатель сообщается с воздухом в корпусе редуктора.
Е) Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. Поэтому
Масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют.
Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.
Ж) Отдушины. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса.
Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и
Стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
Смазывание подшипников.
В проектируемом редукторе для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы. При выборе вида смазочного материала следует учитывать скорость вращения, температуру узла и способ отвода теплоты от подшипников, способ подачи смазочного материала, конструкцию уплотнений и вид смазочного мате-
Риала в сопряженных узлах.
При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масленого тумана и растекания масла по валам.
При малых скоростях, когда разбрызгивание масла недостаточно для смазывания подшипников, его можно собирать с торцов зубчатых колес, используя для этого скребки. Установка сборников и скребков масла в редукторе должна обеспечить смазывание подшипников
При любом направлении вращения.
Список литературы
Винокуров А. И. Сборник задач по сопротивлению материалов. - М.: Высшая школа, 1990.
Фролов М. И. Техническая механика. Детали машин - М.: Высшая школа, 1990.
Чернелевский Д. В. Техническая механика. - М.: Наука, 1982.
Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высшая школа, 1992.
Подобные документы
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.
курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013Подбор электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет редуктора, выбор материалов для колес и шестерен. Расчет клиноременной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор и проверка шпонок. Проверочные расчеты валов, подшипников качения.
курсовая работа [4,2 M], добавлен 16.03.2015Силовой расчет привода. Расчет зубчатой передачи редуктора. Проектировочный и проверочный расчеты валов, колес, корпуса редуктора и подшипников. Выбор шпонок и проверка их на прочность. Цилиндрические и конические передачи с прямыми и косыми зубьями.
курсовая работа [745,8 K], добавлен 24.03.2012Срок службы приводного устройства. Выбор двигателя и материалов зубчатых передач, кинематический расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической передачи. Нагрузки валов редуктора. Схема валов редуктора и проверка подшипников. Подбор и проверка муфт.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.11.2014Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010Проектные и проверочные расчеты закрытых передач привода. Расчет клиноременной передачи. Проектировочный расчет валов. Подбор и расчет подшипников, шпонок. Проверочный расчет ведомого вала. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Выбор способа смазки.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 16.07.2009Кинематический и силовой расчет привода, выбор материала и определение допускаемых напряжений. Проектировочный расчет зубчатой передачи конического редуктора. Расчет и подбор корпуса редуктора, валов, подшипников, зубчатых колес, муфты, цепной передачи.
курсовая работа [379,1 K], добавлен 04.06.2019Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.
курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015
