Проектирование привода цепного конвейера
Выбор электродвигателя и его кинематический расчёт. Расчёт 1-й и 2-й зубчатой цилиндрической передачи привода цепного конвейера. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфты на входном валу привода. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 16.07.2009 |
| Размер файла | 165,5 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.
ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод.
В состав привода входят следующие передачи:
1 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача;
2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.
Мощность на выходном валу Р = 12 кВт.
Частота вращения выходного вала n = 40 об./мин.
Коэффициент годового использования Кг = 1.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 1.
Срок службы L = 10 лет.
Число смен S = 1.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - переменный.
Содержание
1 Введение
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3 Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
3.1 Проектный расчёт
3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
4 Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
4.1 Проектный расчёт
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
5 Предварительный расчёт валов
5.1 Ведущий вал.
5.2 2-й вал
5.3 Выходной вал.
6 Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи
6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи
7 Выбор муфты на входном валу привода
8 Проверка прочности шпоночных соединений
8.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
8.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
8.3 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
9 Конструктивные размеры корпуса редуктора
10 Расчёт реакций в опорах
10.1 1-й вал
10.2 2-й вал
10.3 3-й вал
11 Построение эпюр моментов валов
11.1 Расчёт моментов 1-го вала
11.2 Эпюры моментов 1-го вала
11.3 Расчёт моментов 2-го вала
11.4 Эпюры моментов 2-го вала
11.5 Расчёт моментов 3-го вала
11.6 Эпюры моментов 3-го вала
12 Проверка долговечности подшипников
12.1 1-й вал
12.2 2-й вал
12.3 3-й вал
13 Уточненный расчёт валов
13.1 Расчёт 1-го вала
13.2 Расчёт 2-го вала
13.3 Расчёт 3-го вала
14 Тепловой расчёт редуктора
15 Выбор сорта масла
16 Выбор посадок
17 Технология сборки редуктора
18 Заключение
19 Список использованной литературы
1. Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,975
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?2 = 0,975
Общий КПД привода будет:
? = ?1 x ... x ?n x ?подш.3 x ?муфты
= 0,975 x 0,975 x 0,993 x 0,98 = 0,904
где ?подш. = 0,99 - КПД одного подшипника.
???????муфты = 0,98 - КПД муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
?вых. = = = 4,189 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = = = 13,274 кВт
В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 180M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения
nдвиг. = 750 - =731,25 об/мин,
угловая скорость
?двиг. = = = 76,576 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
U = = = 18,28
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
U1 = 4,5
U2 = 4
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :
|
Вал 1-й |
n1 = nдвиг. = 731,25 об./мин. |
?1 = ?двиг. = 76,576 рад/c. |
|
|
Вал 2-й |
n2 = = = 162,5 об./мин. |
?2 = = = 17,017 рад/c. |
|
|
Вал 3-й |
n3 = = = 40,625 об./мин. |
?3 = = = 4,254 рад/c. |
Мощности на валах:
P1 = Pтреб. x ?подш. =
13,274 x 106 x 0,99 = 13141,26 Вт
P2 = P1 x ?1 x ?подш. =
13141,26 x 0,975 x 0,99 = 12684,601 Вт
P3 = P2 x ?2 x ?подш. =
12684,601 x 0,975 x 0,99 = 12243,811 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 171610,687 Нxмм
T2 = = = 745407,592 Нxмм
T3 = = = 2878187,823 Нxмм
По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 180M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 731,25 об/мин.
Передаточные числа и КПД передач
|
Передачи |
Передаточное число |
КПД |
|
|
1-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача |
4,5 |
0,975 |
|
|
2-я закрытая зубчатая цилиндрическая передача |
4 |
0,975 |
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
|
Валы |
Частота вращения, об/мин |
Угловая скорость, рад/мин |
Момент, Нxмм |
|
|
1-й вал |
731,25 |
76,576 |
171610,687 |
|
|
2-й вал |
162,5 |
17,017 |
745407,592 |
|
|
3-й вал |
40,625 |
4,254 |
2878187,823 |
3. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
3.1 Проектный расчёт
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 210
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:
[?H] =
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
?H lim b = 2 x HB + 70 .
?H lim b (шестерня) = 2 x 230 + 70 = 530 МПа;
?H lim b (колесо) = 2 x 210 + 70 = 490 МПа;
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = ,
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;
NHE = 60 x n x c x t? x KHE
Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 731,247 об./мин.; nкол. = 162,499 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 365 x Lг x C x tc
- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены.
t? = 365 x 10 x 1 x 8 = 29200 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = ? =
x x + x x + x x = 0,59
Тогда: NHE(шест.) = 60 x 731,247 x 1 x 29200 x 0,59 = 755875398,96
NHE(кол.) = 60 x 162,499 x 1 x 29200 x 0,59 = 167971966,32
В итоге получаем: КHL(шест.) = = 0,531
Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = = 0,683
Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ ?H1 ] = = 481,818 МПа;
для колеса [ ?H2 ] = = 445,455 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ ?H ] = 0.45 x ( [ ?H1 ] + [ ?H2 ] )
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ ?H ] = 0.45 x (481,818 + 445,455) = 417,273 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ ?H ] = 417,273 МПа < 1.23 x [ ?H2 ] = 1.23 x 445,455 = 547,909 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:
?ba = = 0,3 , (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka x (U + 1) x =
43.0 x (4,5 + 1) x = 226,71 мм.
где для косозубых колес Ка = 43.0, передаточное число передачи U = 4,5; T2 = Тколеса = 745407,592 Нxм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 224 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 2,24 . . . 4,48 мм, принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 2,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев ? = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = = = 32,087
Примем: z1 = 32.
z2 = U x z1 = 4,5 x 32 = 144
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos(?) = = = 0,982
? = 10,887o
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1 = = = 81,466 мм;
d2 = = = 366,598 мм.
Проверка: aw = = = 224,032 мм.
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 x mn = 81,466 + 2 x 2,5 = 86,466 мм;
da2 = d2 + 2 x mn = 366,598 + 2 x 2,5 = 371,598 мм.
ширина колеса: b2 = ?ba x aw = 0,3 x 224 = 67,2 мм;
Примем: b2 = 68 мм;
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 68 + 5 = 73 мм;
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
?bd = = = 0,896
Окружная скорость колес будет:
V = = = 3,119 м/c;
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb x KHa x KHv .
Коэффициент KHb=1,094 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1,076 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH = 1,094 x 1,076 x 1 = 1,177
3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
?H = =
=
392,444 МПа. ? [?H]
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
окружная : Ft = = = 4213,063 Н;
радиальная: Fr = Ft x = 4213,063 x = 1561,535 Н;
осевая : Fa = F t x tg(?) = 4213,063 x tg(10,887o) = 810,317 Н.
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
?F = ? [?F]
Здесь коэффициент нагрузки
KF = KF? x KFv (см. стр. 42[1]).
По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,199, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,3. Таким образом коэффициент KF = 1,199 x 1,3 = 1,559. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни : Zv1 = = = 33,792
у колеса : Zv2 = = = 152,064
Тогда : YF1 = 3,8
YF2 = 3,574
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[?F] = .
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = ,
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 x n x c x t? x KFE
Здесь : - n - частота вращения, об./мин.;
nшест. = 731,247 об./мин.;
nкол. = 162,499 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 365 x Lг x C x tc
- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены.
t? = 365 x 10 x 1 x 8 = 29200 ч.
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = ? =
3 x 6 x x + 3 x 6 x x + 3 x 6 x x = 3,541
где mF = 6 для сталей нормальной прочности. Тогда:
NFE(шест.) = 60 x 731,247 x 1 x 29200 x 3,541 = 4536533538,504
NFE(кол.) = 60 x 162,499 x 1 x 29200 x 3,541 = 1008116496,168
В итоге получаем:
КFL(шест.) = = 0,31
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = = 0,398
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
Для шестерни: ?oF lim b = 414 МПа;
Для колеса : ?oF lim b = 378 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' x [SF]".
где для шестерни [SF]' = 1,75 ;
[SF]' = 1 ;
[SF(шест.)] = 1,75 x 1 = 1,75
для колеса [SF]' = 1,75 ;
[SF]" = 1 .
[SF(кол.)] = 1,75 x 1 = 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [?F1] = = 236,571 МПа;
для колеса : [?F2] = = 216 МПа;
Находим отношения :
для шестерни: = = 62,256
для колеса : = = 60,436
Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше. Определим коэффициенты Y? и KF? (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
Y? = = = 0,922
KF? =
Для средних значений торцевого перекрытия ?? = 1.5 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KF? = 0,917.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]:
?F2 = =
= 116,748 МПа
?F2 = 116,748 МПа < [?f] = 216 МПа.
Условие прочности выполнено.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
?в |
[?]H |
[?]F |
|
|
HB2ср |
H/мм2 |
||||||
|
Шестерня |
45 |
улучшение |
230 |
780 |
481,818 |
236,571 |
|
|
Колесо |
45 |
улучшение |
210 |
730 |
445,455 |
216 |
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
|
Проектный расчёт |
|||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
||
|
Межосевое расстояние aw |
224 |
Угол наклона зубьев ?, град |
10,887 |
||
|
Модуль зацепления m |
2,5 |
Диаметр делительной окружности: |
|||
|
Ширина зубчатого венца: |
шестерни d1 колеса d2 |
81,466 366,598 |
|||
|
шестерни b1 колеса b2 |
73 68 |
||||
|
Числа зубьев: |
Диаметр окружности вершин: |
||||
|
шестерни z1 колеса z2 |
32 144 |
шестерни da1 колеса da2 |
86,466 371,598 |
||
|
Вид зубьев |
косозубая передача |
Диаметр окружности впадин: |
|||
|
шестерни df1 колеса df2 |
75,216 360,348 |
||||
|
Проверочный расчёт |
|||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
||
|
Контактные напряжения ?H, H/мм2 |
417,273 |
392,444 |
- |
||
|
Напряжения изгиба, H/мм2 |
?F1 |
236,571 |
115,629 |
- |
|
|
?F2 |
216 |
116,748 |
- |
4. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
4.1 Проектный расчёт
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 230
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 210
Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]) , будут:
[?H] =
По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
?H lim b = 2 x HB + 70 .
?H lim b (шестерня) = 2 x 230 + 70 = 530 МПа;
?H lim b (колесо) = 2 x 210 + 70 = 490 МПа;
[SH] - коэффициент безопасности [SH]=1,1; KHL - коэффициент долговечности.
KHL = ,
где NH0 - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0 = 17000000;
NHE = 60 x n x c x t? x KHE
Здесь :
- n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 162,5 об./мин.; nкол. = 40,625 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 365 x Lг x C x tc
- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены.
t? = 365 x 10 x 1 x 8 = 29200 ч.
KHE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KHE = ? =
x x + x x + x x = 0,59
Тогда: NHE(шест.) = 60 x 162,5 x 1 x 29200 x 0,59 = 167973000
NHE(кол.) = 60 x 40,625 x 1 x 29200 x 0,59 = 41993250
В итоге получаем: КHL(шест.) = = 0,683
Так как КHL(шест.)<1.0 , то принимаем КHL(шест.) = 1
КHL(кол.) = = 0,86
Так как КHL(кол.)<1.0 , то принимаем КHL(кол.) = 1
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни [ ?H1 ] = = 481,818 МПа;
для колеса [ ?H2 ] = = 445,455 МПа.
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:
[ ?H ] = 0.45 x ( [ ?H1 ] + [ ?H2 ] )
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[ ?H ] = 0.45 x (481,818 + 445,455) = 417,273 МПа.
Требуемое условие выполнено :
[ ?H ] = 417,273 МПа < 1.23 x [ ?H2 ] = 1.23 x 445,455 = 547,909 МПа.
Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1] : KHb = 1,25 .
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем:
?ba = = 0,3 , (см. стр.36[1]).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле 3.7 гл. 3[1]:
aw = Ka x (U + 1) x =
43.0 x (4 + 1) x = 349,747 мм.
где для косозубых колес Ка = 43.0, передаточное число передачи U = 4; T2 = Тколеса = 2878187,823 Нxм - момент на колесе.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 будет : aw = 355 мм .
Нормальный модуль зацепления берем по следующей рекомендации:
mn = (0.01...0.02) x aw мм, для нас: mn = 3,55 . . . 7,1 мм, принимаем:
по ГОСТ 9563-60* (см. стр. 36[1]) mn = 4 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев ? = 10 o и определим числа зубьев шестерни и колеса (см. формулу 3.16[1]):
z1 = = = 34,961
Примем: z1 = 35.
z2 = U x z1 = 4 x 35 = 140
Уточненное значение угла наклона зубьев будет:
cos(?) = = = 0,986
? = 9,599o
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1 = = = 141,988 мм;
d2 = = = 567,952 мм.
Проверка: aw = = = 354,97 мм.
диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2 x mn = 141,988 + 2 x 4 = 149,988 мм;
da2 = d2 + 2 x mn = 567,952 + 2 x 4 = 575,952 мм.
ширина колеса: b2 = ?ba x aw = 0,3 x 355 = 106,5 мм;
Примем: b2 = 107 мм;
ширина шестерни: b1 = b2 + 5 = 107 + 5 = 112 мм;
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
?bd = = = 0,789
Окружная скорость колес будет:
V = = = 1,208 м/c;
При такой скорости следует принять для зубчатых колес 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки равен:
KH = KHb x KHa x KHv .
Коэффициент KHb=1,079 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1,062 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент KHv=1 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:
KH = 1,079 x 1,062 x 1 = 1,146
4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.6[1]:
?H = =
=
373,242 МПа. ? [?H]
Силы действующие в зацеплении вычислим по формуле 8.3 и 8.4[1]:
окружная : Ft = = = 10499,586 Н;
радиальная: Fr = Ft x = 10499,586 x = 3875,802 Н;
осевая : Fa = F t x tg(?) = 10499,586 x tg(9,599o) = 1775,684 Н.
4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле 3.25[1]:
?F = ? [?F]
Здесь коэффициент нагрузки KF = KF? x KFv (см. стр. 42[1]). По таблице 3.7[1] выбираем коэффициент расположения колес KF? = 1,167, по таблице 3.8[1] выбираем коэффициент KFv=1,1. Таким образом коэффициент KF = 1,167 x 1,1 = 1,284. YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа Zv (см. гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
у шестерни : Zv1 = = = 36,512
у колеса : Zv2 = = = 146,049
Тогда : YF1 = 3,8
YF2 = 3,577
Допускаемые напряжения находим по формуле 3.24[1]:
[?F] = .
KFL - коэффициент долговечности.
KFL = ,
где NFO - базовое число циклов нагружения; для данных сталей NFO = 4000000;
NFE = 60 x n x c x t? x KFE
Здесь : - n - частота вращения, об./мин.; nшест. = 162,5 об./мин.; nкол. = 40,625 об./мин.
- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;
t? = 365 x Lг x C x tc
- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=10 г. - срок службы передачи;
- С=1 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены.
t? = 365 x 10 x 1 x 8 = 29200 ч.
KFE - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.
KFE = ? =
3 x 6 x x + 3 x 6 x x + 3 x 6 x x = 3,541
где mF = 6 для сталей нормальной прочности. Тогда:
NFE(шест.) = 60 x 162,5 x 1 x 29200 x 3,541 = 1008122700
NFE(кол.) = 60 x 40,625 x 1 x 29200 x 3,541 = 252030675
В итоге получаем:
КFL(шест.) = = 0,398
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
КFL(кол.) = = 0,501
Так как КFL(шест.)<1.0 , то принимаем КFL(шест.) = 1
Для шестерни: ?oF lim b = 414 МПа;
Для колеса : ?oF lim b = 378 МПа.
Коэффициент [Sf] безопасности находим по формуле 3.24[1]:
[SF] = [SF]' x [SF]".
где для шестерни [SF]' = 1,75 ;
[SF]' = 1 ;
[SF(шест.)] = 1,75 x 1 = 1,75
для колеса [SF]' = 1,75 ;
[SF]" = 1 .
[SF(кол.)] = 1,75 x 1 = 1,75
Допускаемые напряжения:
для шестерни: [?F1] = = 236,571 МПа;
для колеса : [?F2] = = 216 МПа;
Находим отношения :
для шестерни: = = 62,256
для колеса : = = 60,386
Дальнейший расчет будем вести для колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Y? и KF? (см.гл.3, пояснения к формуле 3.25[1]):
Y? = = = 0,931
KF? =
Для средних значений торцевого перекрытия ?? = 1.5 и для 8-й степени точности (n - степень точности) KF? = 0,917.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25[1]:
?F2 = =
= 96,19 МПа
?F2 = 96,19 МПа < [?f] = 216 МПа.
Условие прочности выполнено.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
?в |
[?]H |
[?]F |
|
|
HB2ср |
H/мм2 |
||||||
|
Шестерня |
45 |
улучшение |
230 |
780 |
481,818 |
236,571 |
|
|
Колесо |
45 |
улучшение |
210 |
730 |
445,455 |
216 |
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
|
Проектный расчёт |
|||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
||
|
Межосевое расстояние aw |
355 |
Угол наклона зубьев ?, град |
9,599 |
||
|
Модуль зацепления m |
4 |
Диаметр делительной окружности: |
|||
|
Ширина зубчатого венца: |
шестерни d1 колеса d2 |
141,988 567,952 |
|||
|
шестерни b1 колеса b2 |
112 107 |
||||
|
Числа зубьев: |
Диаметр окружности вершин: |
||||
|
шестерни z1 колеса z2 |
35 140 |
шестерни da1 колеса da2 |
149,988 575,952 |
||
|
Вид зубьев |
косозубая передача |
Диаметр окружности впадин: |
|||
|
шестерни df1 колеса df2 |
131,988 557,952 |
||||
|
Проверочный расчёт |
|||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
||
|
Контактные напряжения ?H, H/мм2 |
417,273 |
373,242 |
- |
||
|
Напряжения изгиба, H/мм2 |
?F1 |
236,571 |
97,625 |
- |
|
|
?F2 |
216 |
96,19 |
- |
5. Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [?к] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:
dв ?
5.1 Ведущий вал
dв ? = 35,223 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под 2-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 63 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 50 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 45 мм.
5.2 2-й вал
dв ? = 57,47 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 75 мм.
Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 70 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 65 мм.
5.3 Выходной вал
dв ? = 90,161 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 95 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 100 мм.
Под 3-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 105 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 100 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Диаметры валов, мм
|
Валы |
Расчетный диаметр |
Диаметры валов по сечениям |
||||
|
1-е сечение |
2-е сечение |
3-е сечение |
4-е сечение |
|||
|
Ведущий вал. |
35,223 |
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 50 |
Под 2-м элементом (ведущим) диаметр вала: 63 |
Под 3-м элементом (подшипником) диаметр вала: 50 |
Под свободным (присоединительным) концом вала: 45 |
|
|
2-й вал. |
57,47 |
Под 1-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65 |
Под 2-м элементом (ведомым) диаметр вала: 75 |
Под 3-м элементом (ведущим) диаметр вала: 70 |
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 65 |
|
|
Выходной вал. |
90,161 |
Под свободным (присоединительным) концом вала: 95 |
Под 2-м элементом (подшипником) диаметр вала: 100 |
Под 3-м элементом (ведомым) диаметр вала: 105 |
Под 4-м элементом (подшипником) диаметр вала: 100 |
Длины участков валов, мм
|
Валы |
Длины участков валов между |
|||
|
1-м и 2-м сечениями |
2-м и 3-м сечениями |
3-м и 4-м сечениями |
||
|
Ведущий вал. |
80 |
205 |
130 |
|
|
2-й вал. |
80 |
95 |
110 |
|
|
Выходной вал. |
140 |
175 |
110 |
6. Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
Цилиндрическая шестерня 1-й передачи выполнена заодно с валом.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 2,5 = 1,25 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.
6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 75 = 112,5 мм. = 112 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 75 = 60 мм.
Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 68 мм.
Толщина обода:
?о = (2,5...4) x mn = 2,5 x 2,5 = 6,25 мм.
Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем ?о = 8 мм.
где mn = 2,5 мм - модуль нормальный.
Толщина диска:
С = (0,2...0,3) x b2 = 0,2 x 68 = 13,6 мм = 14 мм.
где b2 = 68 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер:
s = 0,8 x C = 0,8 x 14 = 11,2 мм = 11 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da2-2x(2xmn+?o)=371,598-2x(2x2,5+8)=345,598 мм = 346 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (346 + 112) = 229 мм = 230 мм
где Doбода = 346 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
Dотв. = = = 58,5 мм = 58 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 2,5 = 1,25 мм
Округляем по номинальному ряду размеров: n = 1 мм.
6.3 Цилиндрическая шестерня 2-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 70 = 105 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 70 = 56 мм = 112 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 4 = 2 мм
6.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5...1,8) x dвала = 1,5 x 105 = 157,5 мм. = 158 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8...1,5) x dвала = 0,8 x 105 = 84 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ = b2 = 107 мм.
Толщина обода: ?о = (2,5...4) x mn = 2,5 x 4 = 10 мм.
где mn = 4 мм - модуль нормальный.
Толщина диска: С = (0,2...0,3) x b2 = 0,2 x 107 = 21,4 мм = 21 мм.
где b2 = 107 мм - ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 0,8 x C = 0,8 x 21 = 16,8 мм = 17 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da2 - 2 x (2 x mn + ?o) = 575,952 - 2 x (2 x 4 + 10) = 539,952 мм = 540 мм.
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 x (Doбода + dступ.) = 0,5 x (540 + 158) = 349 мм = 350 мм
где Doбода = 540 мм - внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий:
Dотв. = = = 95,5 мм = 96 мм.
Фаска: n = 0,5 x mn = 0,5 x 4 = 2 мм
7. Выбор муфты на входном валу привода
В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 55 мм;
d(1-го вала) = 45 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту: T = 171,611 Нxм
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр x T = 1,5 x 171,611 = 257,416 Нxм
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3[1].
Частота вращения муфты: n = 731,25 об./мин. Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 710-55-I.1-45-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]). Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
?см.=0,73МПа?[?см]=1,8МПа,
здесь zc=8 - число пальцев; Do=136 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=18 мм - диаметр пальца; lвт=36 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:
?и =
17,85 МПа ? [?и] = 80МПа,
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Муфты
|
Муфты |
Соединяемые валы |
||
|
Ведущий |
Ведомый |
||
|
Муфта упругая втулочно-пальцевая 710-55-I.1-45-I.1-У2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К21[3]). |
Вал двигателя d(эл. двиг.) = 55 мм; |
1-й вал d(1-го вала) = 45 мм; |
8. Проверка прочности шпоночных соединений
8.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см =
51,363 МПа ? [?см]
где Т = 745407,592 Нxмм - момент на валу; dвала = 75 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 63 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
?ср =
11,557 МПа ? [?ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
8.2 Шестерня 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 20x12. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см =
59,159 МПа ? [?см]
где Т = 745407,592 Нxмм - момент на валу; dвала = 70 мм - диаметр вала; h = 12 мм - высота шпонки; b = 20 мм - ширина шпонки; l = 100 мм - длина шпонки; t1 = 7,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
?ср =
13,311 МПа ? [?ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
8.3 Колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 28x16. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].
?см =
63,452 МПа ? [?см]
где Т = 2878187,823 Нxмм - момент на валу; dвала = 105 мм - диаметр вала; h = 16 мм - высота шпонки; b = 28 мм - ширина шпонки; l = 100 мм - длина шпонки; t1 = 10 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [?см] = 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].
?ср =
13,597 МПа ? [?ср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [?ср] = 0,6 x [?см] = 0,6 x 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Соединения элементов передач с валами
|
Передачи |
Соединения |
||
|
Ведущий элемент передачи |
Ведомый элемент передачи |
||
|
1-я зубчатая цилиндрическая передача |
Заодно с валом. |
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 20x12 |
|
|
2-я зубчатая цилиндрическая передача |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 20x12 |
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 28x16 |
9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора:
? = 0.025 x aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.025 x 355 + 3 = 11,875 мм
Округляя в большую сторону, получим ? = 12 мм.
?1 = 0.02 x aw (тихоходная ступень) + 3 = 0.02 x 355 + 3 = 10,1 мм
Округляя в большую сторону, получим ?1 = 11 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: b = 1.5 x ? = 1.5 x 12 = 18 мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: b1 = 1.5 x ?1 = 1.5 x 11 = 16,5 мм.
Округляя в большую сторону, получим b1 = 17 мм.
Толщина нижнего пояса корпуса: без бобышки: p = 2.35 x ? = 2.35 x 12 = 28,2 мм. Округляя в большую сторону, получим p = 29 мм. при наличии бобышки:
p1 = 1.5 x ? = 1.5 x 12 = 18 мм.
p2 = (2,25...2,75) x ? = 2.65 x 12 = 31,8 мм.
Округляя в большую сторону, получим p2 = 32 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) x ? = 0.9 x 12 = 10,8 мм. Округляя в большую сторону, получим m = 11 мм.
Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) x ?1 = 0.9 x 11 = 9,9 мм. Округляя в большую сторону, получим m1 = 10 мм.
Диаметр фундаментных болтов (их число ? 4):
d1 = (0,03...0,036) x aw (тихоходная ступень) + 12 =
(0,03...0,036) x 355 + 12 = 22,65...24,78 мм.
Принимаем d1 = 24 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников:
d2 = (0,7...0,75) x d1 = (0,7...0,75) x 24 = 16,8...18 мм. Принимаем d2 = 16 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (0,5...0,6) x d1 = (0,5...0,6) x 24 = 12...14,4 мм. Принимаем d3 = 16 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18[1]):
e ? (1...1,2) x d2 = (1...1.2) x 16 = 16...19,2 = 17 мм;
q ? 0,5 x d2 + d4 = 0,5 x 16 + 5 = 13 мм;
где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
10. Расчёт реакций в опорах
10.1 1-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -1561,535 H
Fy2 = 4213,063 H
Fz2 = Fa2 = -810,317 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1 =
=
= 1239,022 H
Ry1 =
=
= -3030,449 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx3 =
=
= 322,513 H
Ry3 =
=
= -1182,614 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 3273,957 H;
R2 = = = 1225,802 H;
10.2 2-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = 1561,535 H
Fy2 = -4213,063 H
Fz2 = Fa2 = 810,317 H
Fx3 = -3875,802 H
Fy3 = -10499,586 H
Fz3 = Fa3 = -1775,684 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx1=
= 1336,199 H
Ry1 =
=
= 7082,921 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 =
= = 978,068 H
Ry4 =
=
= 7629,728 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 7207,856 H;
R2 = = = 7692,163 H;
10.3 3-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3 = 3875,802 H
Fy3 = 10499,586 H
Fz3 = Fa3 = 1775,684 H
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 1-й опоры:
Rx2 =
=
= 273,38 H
Ry2 =
=
= -4052,472 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y:
Rx4 =
=
= -4149,182 H
Ry4 =
=
= -6447,114 H
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 4061,682 H;
R2 = = = 7666,877 H;
11. Построение эпюр моментов валов
11.1 Расчёт моментов 1-го вала
1 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 - е сечение
Mx = =
= -242435,906 H x мм
My1 = =
= 99121,773 H x мм
My2 = =
= 66115,131 H x мм
M1 = = = 261916,579 H x мм
M2 = = = 251289,433 H x мм
3 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
4 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
11.2 Эпюры моментов 1-го вала
11.3 Расчёт моментов 2-го вала
1 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 - е сечение
Mx = =
= 566633,649 H x мм
My1 = =
= 106895,93 H x мм
My2 = =
= -41634,366 H x мм
M1 = = = 576628,504 H x мм
M2 = = = 568161,168 H x мм
3 - е сечение
Mx = =
= 839270,122 H x мм
My1 = =
= 233650,376 H x мм
My2 = = 107587,466 H x мм
M1 = = = 871187,027 H x мм
M2 = = = 846137,933 H x мм
4 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
11.4 Эпюры моментов 2-го вала
11.5 Расчёт моментов 3-го вала
1 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
2 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
3 - е сечение
Mx1 = =
= -709182,563 H x мм
Mx2 = =
= -709182,563 H x мм
My1 = =
= 47841,573 H x мм
My2 = =
= -456410,066 H x мм
M1 = = = 710794,432 H x мм
M2 = = = 843356,423 H x мм
4 - е сечение
Mx = 0 Н x мм
My = 0 Н x мм
M = = = 0 H x мм
11.6 Эпюры моментов 3-го вала
12. Проверка долговечности подшипников
12.1 1-й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 310 средней серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 110 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 65,8 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 36 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 3273,957 H;
Pr2 = 1225,802 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 1.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr1 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr1 = 3273,957 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 810,317 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]). Отношение
0,023;
этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,208.
Отношение
0,248 > e;? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,112.
Тогда: Pэ = (0,56 x 1 x 3273,957 + 2,112 x 810,317) x 1,6 x 1 = 5671,158 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 1561,933 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 35599,613 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n1 = 731,25 об/мин - частота вращения вала.
12.2 2-й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313 средней серии со следующими параметрами:
d = 65 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 140 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 92,3 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 56 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 7207,856 H;
Pr2 = 7692,163 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 7692,163 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 965,367 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение
0,017;
этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,197.
Отношение
0,126 ? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 x 1 x 7692,163 + 0 x 965,367) x 1,6 x 1 = 12307,461 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 421,793 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 43260,821 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n2 = 162,5 об/мин - частота вращения вала.
12.3 3-й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 320 средней серии со следующими параметрами:
d = 100 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 215 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 174 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 132 кН - статическая грузоподъёмность.
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 4061,682 H;
Pr2 = 7666,877 H.
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х x V x Pr2 + Y x Pa) x Кб x Кт,
где - Pr2 = 7666,877 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 1775,684 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,6 (см. табл. 9.19[1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20[1]).
Отношение
0,013;
этой величине (по табл. 9.18[1]) соответствует e = 0,183.
Отношение
0,232 > e;? e; тогда по табл. 9.18[1]: X = 0,56; Y = 2,308.
Тогда: Pэ = (0,56 x 1 x 7666,877 + 2,308 x 1775,684) x 1,6 x 1 = 13426,274 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1[1]):
L = = = 2176,613 млн. об.
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 892969,436 ч,
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), установленных ГОСТ 16162-85 (см. также стр.307[1]), здесь n3 = 40,625 об/мин - частота вращения вала.
Подшипники
|
Валы |
Подшипники |
||||||
|
1-я опора |
2-я опора |
||||||
|
Наименование |
d, мм |
D, мм |
Наименование |
d, мм |
D, мм |
||
|
1-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 310средней серии |
50 |
110 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 310средней серии |
50 |
110 |
|
|
2-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313средней серии |
65 |
140 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 313средней серии |
65 |
140 |
|
|
3-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 320средней серии |
100 |
215 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 320средней серии |
100 |
215 |
13. Уточненный расчёт валов
13.1 Расчёт 1-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 171610,687 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности ?b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
?-1 = 0,43 x ?b = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
?-1 = 0,58 x ?-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
4 - е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 45 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S? = , где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
?v = ?m = 0,5 x 5,274 МПа,
Wк нетто =
16269,952 мм3
где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;
- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,73 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 14,749.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x .
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим
Мизг. = 2,5 x 2,5 x 41425,92 Нxмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S? = , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
?v = 15,979 МПа,
Wнетто =
7323,776 мм3,
где b=16 мм - ширина шпоночного паза; t1=6 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
?m = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,85 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 9,615.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 8,055
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
13.2 Расчёт 2-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 745407,592 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности ?b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
?-1 = 0,43 x ?b = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
?-1 = 0,58 x ?-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
2 - е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 75 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок.
Ширина шпоночной канавки b = 20 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S? =
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
?v = 17,85 МПа,
Wнетто =
32304,981 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
?m = 0,219 МПа, Fa = 965,367 МПа
- продольная сила,
- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,76 - находим по таблице 8.8[1]; Тогда:
S? = 7,688.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S? = где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
?v = ?m = 5,055 МПа,
Wк нетто =
73722,463 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,65 - находим по таблице 8.8[1]; Тогда:
S? = 13,762.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 6,712
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 - е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 70 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. Ширина шпоночной канавки b = 20 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7,5 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S? =
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
?v = 29,543 МПа,
Wнетто =
29488,678 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
?m = 0,251 МПа, Fa = 965,367 МПа
- продольная сила,
- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,82 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 5,013.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S? = где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
?v = ?m = 5,901 МПа,
Wк нетто =
63162,625 мм3,
где b=20 мм - ширина шпоночного паза; t1=7,5 мм - глубина шпоночного паза;
- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,7 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 12,661.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 4,661
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
13.3 Расчёт 3-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 2878187,823 Hxмм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности ?b = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
?-1 = 0,43 x ?b = 0,43 x 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
?-1 = 0,58 x ?-1 = 0,58 x 335,4 = 194,532 МПа.
1 - е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 95 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
S? = , где:
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
?v = ?m = 0,5 x 9,018 МПа,
Wк нетто =
159586,767 мм3
где b=25 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- ?t = 0.1 - см. стр. 166[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1].
- k? = 1,7 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,65 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 7,714.
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для редукторов должна быть 2,5 x .
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l = 80 мм, получим
Мизг. = 2,5 x 2,5 x 169652,227 Нxмм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
S? = , где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
?v = 2,25 МПа,
Wнетто =
75414,173 мм3,
где b=25 мм - ширина шпоночного паза; t1=9 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
?m = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ?? = 0,2 - см. стр. 164[1];
- ? = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162[1];
- k? = 1,8 - находим по таблице 8.5[1];
- ?? = 0,76 - находим по таблице 8.8[1];
Тогда:
S? = 61,051.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 7,653
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 - е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 105 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 28 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 10 мм.
Подобные документы
Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт зубчатой передачи, валов, открытой передачи. Конструктивные размеры вала, шестерни, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [964,7 K], добавлен 05.05.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проверка зубьев передачи на изгиб. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфт. Построение эпюр моментов на валах. Технология сборки редуктора.
курсовая работа [145,3 K], добавлен 20.01.2011Основные требования, предъявляемые к вертикальному валу цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Определение передаточного числа привода и его ступеней. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. Допускаемые контактные напряжения.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 20.01.2013Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Предварительный расчёт валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчёт ременной передачи. Подбор подшипников. Компоновка редуктора. Выбор сорта масла, смазки.
курсовая работа [143,8 K], добавлен 27.04.2013Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного транспортера конически-цилиндрического редуктора. Расчет тихоходной ступени; предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерен и колес корпуса; проверка прочности, компоновка.
курсовая работа [4,4 M], добавлен 16.05.2013Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов. Выбор подшипников. Конструктивные размеры вала шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса. Конструктивные размеры корпуса редуктора.
курсовая работа [614,5 K], добавлен 13.04.2015Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода скребкового конвейера. Расчет открытой и закрытой зубчатой передачи. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 20.04.2016Проектирование электропривода с ременной передачей с клиновым ремнём и закрытой зубчатой цилиндрической передачей. Выбор электродвигателя и кинематические расчеты передач, предварительный расчёт валов. Конструктивные размеры шестерен и колёс, выбор муфты.
курсовая работа [141,8 K], добавлен 29.07.2010Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010
