Размещено на http://www.allbest.ru/

58

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Техническое предложение

Рис. 1.

1-электродвигатель, 2-цепная передача, 3-редуктор, 4-муфта, 5-барабан конвейера, (6-плита, рама) - не проектируется).

1.1 Энергетический и кинематический расчет привода

Дано:

· диаметр барабана D = 350 мм,

· окружная сила барабана Ft = 5,5 кН

· окружная скорость ленты конвейера V = 0,4 м/с

Решение:

1. Мощность на валу барабана Р_б:

Р_б=Ft*V= 5.5*0.4= 2.2 кВт

2. Частота вращения барабана n_б:

n_б= об/ мин^-1

Общий КПД привода ?_общ:

?_общ =?₁²*?₂*?₃*?₄= 0.97²*0.935*0.98*0.99= 0.85 КПД общ.

Подбор электродвигателя.

Требуемая мощность двигателя:

Р= кВт.

Требуемая быстроходность вала двигателя:

n_д= n_б*u_ц*u_р= 21.8269*2.25*22=1080.4315 мин^-1

Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый закрытый, обдуваемый тип 4АМ112МА6У3 с номинальной быстроходностью вала n_н= 955 мин^-1, р_н= 3 кВт, синхронная частота вращения 1000 об/мин

Общее передаточное отношение. Передаточные отношения отдельных типов и ступеней передач.

Уточненное передаточное отношение привода:

u_общ =

передаточное число редуктора:

передаточные числа цепной передачи и формулы для расчета взяты из таблиц 1.4., 1.3. Дунаев П.Ф.

ДЗ83 Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд., стер. - М.: Издательский центр «Академия», 2007. - 496с.

u_ред=u_общ/u_ц=43.7533/2.25=19.4459

Передаточные числа тихоходной u_т и быстроходной ступени u_б для двухступенчатого соосного редуктора:

u_б=; u_т=

u_б=; u_т=.

Частота вращения, мощность и моменты на валах.

Частоты вращения (угловые скорости валов привода):

n_д= n_н= 955 мин^-1; ?_д= 100.0073 с^-1

n₁= n_д; ?₁= ?_д.

n₂= мин^-1

?₂= с^-1

n₃= мин^-1

?₃= с^-1

n_б= мин^-1

?_б=с^-1

Отклонение от n₆ 0%, что допустимо:

?n₆ = n_б

Моменты вращения на валах привода:

Т_б= Нм;

Р₃= кВт.

Р₂=2.4502 кВт.

Р₁= кВт

Р_д= кВт.

Т₃= Нм

Т₂= Нм

Т₁= Нм

Т_д= Нм

Результаты расчета приводим в таблице №1



Наименование	Индекс	Частота вращения n мин 1	Угловая скорость ?, с-1	Мощность Р, кВт	Момент расчетный Т Нм	Передаточное число передач u
Вал двигателя	Д	955	100.0073	2.5774	25
Быстроходный вал	1	955	100.0073	2.5259	25.2571	4.8998
Промежуточный вал	2	194.9059	20.4124	2.4502	120.0348
Тихоходный вал	3	49.1107	5.1428	2.3767	462.1412	3.9687
Вал барабана	Б	21.8269	2.2757	2.2	966.7355
Цепн. п.						2.25

1.2 Проектный расчет зубчатых передач редуктора

Выбор материала для зубчатых колес. Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 235….262 при диаметре заготовки D=125 мм, для колеса сталь 45, термообработка - нормализация, твердость НВ 179….207 при любом диаметре заготовки.

Средняя твердость:

Для шестерни НВ_1ср=

Для колеса НВ_2ср=

Эквивалентное число циклов нагружения.

Допускаемые контактные напряжения: [?]_н

для шестерни

[?]_н1=К_HL1*[?]_н01= 1*513,4=513,4 МПа;

для колеса

[?]_н2= К_HL2* [?]_н02= 1*414,4=414,4 МПа.

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости

[?]_н01=1.8*НВ_1ср+67=1.8*248+67= 513,4 МПа - для шестерни

[?]_н02=1.8*НВ_2ср+67=1.8*193+67=414,4 МПа - для колеса

Число циклов перемен напряжений, соответствующих пределу выносливости

N_Н01=16.5*10⁶ при НВ_1ср= 248 для шестерни,

N_Н02=10*10⁶ при НВ_2ср= 193 для колеса.

Число циклов на шестерне

N₁= 573*?₁*L_h= 573*20.36*20323.2=237*10⁶

L_h= 365*К_с*К_г*24*t= 365*24*0.8*0.58*5= 20323.2 час.

Число циклов на колесе

N₂=573* ?₂* L_h= 573*7.32*20323.2=85*10⁶

Так как N₁>N_H01 и N₂>N_H02 принимаем К_HL1=К_HL2=1. Согласно рекомендации для косозубых колес с твердостью рабочих поверхностей НВ<350 в качестве расчетных принимаем меньшее допускаемое контактное напряжение [?]_н1=[?]_н2= 414.4 МПа

Допускаемые напряжения

Определяем допускаемые напряжения изгиба [?]_F:

[?]_F1=К_FL1*[?]_F01= 255.44 МПа для шестерни,

[?]_F2=K_FL2*[?]_F02= 198.79 МПа для колеса.

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу выносливости

[?]_F01=1.03*НВ_1ср=1.03*248= 255.44 МПа для шестерни,

[?]_F02=1.03*НВ_2ср=1.03*193= 198.79 МПа для колеса.

Коэффициент долговечности К_FL=

N_FO=4*10⁶ для стали. Так как N₁ и N₂> N_F0, то принимаем К_FL= 1.

Определение основных размеров зубчатых колес, второй ступени.

Определяем межосевое расстояние передачи a_w;

a_w=;

a_w= мм

К_a= 43 - для косозубой передачи; ?_a= 0.4 - принимаем по рекомендации для косозубых колес; K_H?=1.

Принимаем по ряду нормальных чисел ближайшие a_w= 160 мм.

Определяем модуль зацепления;

По таблице 8.5 Иванов М.Н.

И20 Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е изд. испр. - М.: Высш. шк., 2008. - 408 с.: ил. назначаем ?_m=30 и находим модуль зубьев m= мм. По ГОСТу выбираем 2.5 мм. таблица 8.1²

К_m=5.8 для косозубых колес: d₂-делительный диаметр колеса

мм

b₂-ширина венца колеса;

b₂=?_а*а_w=0.4*160=64 мм.

Принимаем b₂=63 мм.

[?]_F=[?]_F2= 414.4 МПа.

Принимаем ближайшее большее стандартное значение модуля m=2.5 мм.

Определяем угол наклона зуба

?

Принимаем ?= 8? из рекомендуемого интервала 8?….20?.

Определяем суммарное число зубьев;

Z_?=Z₁+Z₂=

Принимаем Z_? = 126

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев;



Определяем число зубьев шестерни;

Z₁=25.3587

Принимаем; Z₁=25; Z₁>Z_min=17

Определяем число зубьев, колеса;

Z₂= Z_?-Z₁= 126-25= 101

Принимаем; Z₂= 101

Определяем фактическое передаточное число;

4.04

Отклонение

?u=<4%.

Определяем фактическое межосевое расстояние;

мм.

Определяем основные геометрические параметры второй ступени;

Таблица №2

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр мм.	Делительный	d1=63.4969	d2=256,5374
	Вершин зубьев	da1= d1+2m= 63.4969+2*2.5=68.4969	da2=d2+2m=256.5374+2*2.5= 261.5374
	Впадин зубьев	df1=d1-2,4*m=63.4969-2,4*2.5= 57.4969	df2=d2-2,4*m=256.5374-2,4*2.5= 250.5374
Ширина венца	b1=b2+(2….4)=64+5=69	b2=?a*aw= 0,4*160= 64 Принимаем b2=64

Проверочный расчет второй ступени

Проверяем межосевое расстояние;

.

Проверяем пригодность заготовок колес. Для шестерни D_min=125 мм, что больше d_a1. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.

Проверяем контактные напряжения;

?_H= =425.2960 МПа

К=376 - для косозубых колес.

F_t=H

Окружная скорость колес ?;

?=

По расчетам выбрана 9 степень точности передачи, поэтому К_н?=1,1 определенный по графику, К_Н?=1,05 для косозубых колес Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц..

?_Н>[?]_H

Определяем перегруз передачи:

??_Н= 2.6293%

что допустимо (перегруз допустим до 5%).

Проверяем напряжения изгиба зубьев для колес;

?_F2=Y_F2*Y_?* ?_F2=МПа

где Y_F2=3,60 при Z_?2=, табл. 14 Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

Y_?=

К_F?=1 при 9-й степени точности колеса; К_F?=1,0 - для прирабатывающихся зубьев колес; К_F?=1,14 - при 9-й степени точности и ?= 3.0332 с^-1, табл. 14Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

?_F2=85.7146МПа<[?_F2]=198.79МПа

для шестерни:

?_F1=?_F2*МПа

Y_F1=3,88 при Z_?1=табл. 14Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

?_F1=92.3812<[?_F1]= 255,44.

Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом, следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.

Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случае частого включения электродвигателя при:

?_Hпик=?_Н*МПа<[?]_Hmax

[?]_Hmax=2,8*?_T=2,8*540=1512 МПа

?_Т=540МПа, предел текучести материала табл. 10. Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с

Для колеса;

?_Fпик=МПа<[?]_Fmax

?_Fmax=МПа

[?]_Fmax=?_Flim*Y_Nmax*

Для шестерни;

?_Fпик= ?_F1*2,2= 92.3812*2,2=203.2386 МПа<[?]_Fmax

?_Fmax=МПа

?_Flim=1,75 -предел выносливости при изгибе табл. 2.3

Y_Nmax-максимально возможное значение коэффициента долговечности (Y_Nmax=4 для сталей с поверхностной обработкой: закалка ТВЧ, улучшение, цементация, азотирование).

К_st-коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок К_st= 1,2…. 1,3 - большие значения для объемной термообработки; S_st - коэффициент запаса прочности (обычно S_st=1,75). Дунаев П.Ф.

Д 83 Конструирование узлов и деталей машин : учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений / П.Ф.Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд.,стер. - М. : Издательский центр «Академия», 2007. - 496 с.

Таблица 3. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, второй ступени

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние аw:мм	160	Угол наклона зубьев ?	10.1117 ?
Модуль зацепления m:мм	2.5	Диаметр делительной окружности мм: Шестерни d1 Колеса d2	63.4969 256.5374
Ширина зубчатого венца мм: шестерни b1 колеса b2	69 64
Число зубьев: Шестерни Z1 Колеса Z2	25 101	Диаметр окружности вершин мм: Шестерни da1 Колеса da2	68.4969 261.5374
Вид зубьев		Диметр окружности впадин мм: Шестерни df1 Колеса df2	57.4969 250.5374

1.3 Расчет первой быстроходной ступени редуктора

Определение основных размеров зубчатых колес

Так - как материал для зубчатых колес редуктора выбран одинаковый используем некоторые расчеты проведенные выше.

Определяем межосевое расстояние первой ступени; по проекту редуктор двухступенчатый, соосный, поэтому межосевое расстояние a_w1, назначаем одинаковое; a_w1=a_w2=160 мм.

Определяем модуль зацепления

Выполняем корректировку расчетов с целью уменьшения габаритных размеров и соблюдения условия одновременного погружения колес обеих ступеней в масляную ванну на рекомендуемую глубину.

Коэффициент ширины колеса принимаем из ряда стандартных чисел меньшим, чем у второй ступени, ?_а= 0.3, тогда b₂= ?_а*a_w=0.3*160=48,

Делительный диаметр колеса: d₀₂=мм.

m?мм.

Принимаем ближайшее большее стандартное модуля m=1.25 мм.

Определяем угол наклона зуба

?_min=arcsin

Принимаем ?=8? из рекомендуемого интервала 8?….20?

Определяем суммарное число зубьев

Z_?=Z₁+Z₂=

Принимаем Z_?=253.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

?=

Определяем число зубьев шестерни

Z₁=

Принимаем Z₁=42; Z₁>Z_min=17

Определяем число зубьев колеса

Z₂=Z_w-Z₁=253-42=211

Определяем фактическое передаточное число

u_ф=

Отклонение

?u=, что допустимо для двухступенчатых редукторов.

Определяем фактическое межосевое расстояние

а_w1=мм.

Определяем основные геометрической параметры передачи, первой ступени

Таблица №4

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	Делительный
	Вершин зубьев	da01=d01+ 2*m= =53.12+2*1.25=55.62	da02=d02+2*m= =266.89+2*1.25=269.39
	Впадин зубьев	df01=d01-2.4*m= =53.12-2.4*1.25=50.12	df02=d02-2.4*m= =266.89-2.4*1.25=263.89
Ширина венца	b01=b02+(2….4)=48+5=53	b02=?a*aw= =0.3*160=48

Проверочный расчет первой ступени

Проверяем межосевое расстояние

а_w=мм

Проверяем пригодность заготовок колес. Для шестерни D_min=125 мм, что значительно больше d_a01. Для колеса диаметр заготовки не ограничен.

Проверяем контактные напряжения

?_H=

МПа

определим окружную скорость;

?₁=м/с

К_На=1,1 (рис. 4.2), график определения коэффициента Там же стр. 66.

К_Н?=1,0 - для прирабатывающихся колес; К_Н?=1,03 - при ?=2,7239с^-1 (табл. 4.3) Там же стр. 65.

К=376 для косозубых колес

H

?_Н<[?]_H

Определяем недогруз передачи

??_Н=

Что допустимо (недогруз допустим до 15%).

Проверяем напряжения изгиба зубьев для колеса

?_F2=

= МПа

?_F2=36.6846 МПа<[?_F2]=414.4 МПа

где Y_F2=3.63 при Z_?2=, табл. 14 Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с

Y_?=1-

K_Fa=1 при 9-й степени точности колеса; К_F?=1.0 - для прирабатывающихся колес; К_F?=1.07 - при 9-й степени точности и ?=2.7239с^-1

для шестерни

?_F1=МПа

Y_F1=3.66 при Z_?1=, табл. 14 Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с

?_F1=36.9877МПа<[?_F1]=198.79МПа.

Условие прочности на изгиб зубьев выполняется со значительным запасом, следовательно нагрузочная способность передачи ограничивается контактной прочностью.

Проверяем условие статической прочности по пиковым нагрузкам в случае частого включения электродвигателя при

?_Нпик=МПа

[?]_Hmax=2.8*?_T=2.8*320=896МПа

?_Т=320МПа, предел текучести материала (табл. 10). Там же.

для колеса

?_Fпик=36.6846*2.5=91.7115МПа<[?]_Fmax

?_Fmax=МПа

для шестерни

?_Fпик=?_F1*3.0=36.9877*3.0=110.9631МПа<[?]_Fmax

?_Fmax=МПа

?_Flim=1,75 -предел выносливости при изгибе табл. 2.3

Y_Nmax-максимально возможное значение коэффициента долговечности (Y_Nmax=4 для сталей с поверхностной обработкой: закалка ТВЧ, улучшение, цементация, азотирование).

К_st-коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки (в случае единичных перегрузок К_st= 1,2…. 1,3 - большие значения для объемной термообработки; S_st - коэффициент запаса прочности (обычно S_st=1,75).

В результате расчетов получено: первая ступень - m₁=1.25 мм; Z₁=42; Z₂=211; d₁=53.12; d₂=266.89; a_w1=160 мм; ?=8.78?; b₁=53 мм; b₂=48 мм; вторая ступень - m₂=2.5; Z₁=25; Z₂=101; d₁=63.4969 мм; d₂=256.5374 мм; а_w2=160 мм; b₁=69 мм; b₂=64 мм.

1.4 Проектный расчет открытой передачи

Расчет цепной передачи

Определить шаг цепи р, мм:

р

Принимаем стандартное значение шага цепи (с запасом) по табл. К32

Р= 38,1 мм. Обозначение цепи (ПР - 38,1-12700)

К_э= К_D*К_с*К_?*К_рег*К_р=1*1,5*1*1,25*1,25=2,3437

Z₁ - число зубьев шестерни,

Z₁= 29-2*u=29-2*3,2070=22,586

Принимаем Z₁=23;

[Р_ц] - допускаемое давление в шарнирах цепи при n₁= 69,94 мин^-1, и Р= 38,1 мм. [Р_ц]= 28 Н/мм² табл. 5.8v=1 (при однорядной цепи)

Определяем число зубьев ведомой звездочки

Z₂= Z₁*u= 23*3,2070=73,761

Принимаем Z₂= 74; Z₂<Z_max=120.

Рис. 2. Геометрические и силовые параметры цепной передачи.

Определяем фактическое передаточное число

u_ф=

Отклонение составляет <4% что допустимо.

Определяем оптимальное межосевое расстояние из условия долговечности цепи

a=(30…50)*р = (30…..50)*38,1=(1143….1905) мм

Принимаем a=1500 мм, тогда межосевое расстояние в шагах

а_р= мм

Определяем число звеньев цепи



Принимаем l_p= 128

Уточняем межосевое расстояние а_р в шагах

Определяем фактическое межосевое расстояние

а= а_р*р = 39,6476*38,1=1510,5735 мм

Принимаем окончательное межосевое расстояние с учетом устранения провисания цепи от собственного веса

а_м = 0,995*а = 0,995*1510,5735 =1503,0206 мм.

Определяем длину цепи

l= l_p*p= 128*38,1=4876,8 мм.

Определяем диаметры звездочек: делительной окружности ведущей звездочки;

d_d1=

ведомой звездочки;

d_d2=

окружности выступов;

ведущей звездочки

D_e1=мм

ведомой звездочки

D_e2=мм

К=0,7 - коэффициент высоты зуба

К_Z1= - коэффициент числа зубьев ведущей звездочки

К_Z2= - коэффициент числа зубьев ведомой звездочки

- геометрическая характеристика зацепления (d₁- - диаметр ролика шарнира цепи).

Диаметр окружности впадин ведущей звездочки

D_i1= =271,7692 мм

ведомой звездочки

D_i2= =892,7307 мм.

Проверочный расчет

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки по условию n₁<[n₁].

Допускаемая частота вращения

[n₁]=

n₁= 69,94 мин^-1 < ?[n₁]=393,7007 мин^-1

условие выполняется.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки по условию U<[U].

Расчетное число ударов цепи

U=

Допускаемое число ударов

[U]=

U= 0,8414<[U]=13,3333

условие соблюдается.

Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки по условию

?=м/с.

Окружная сила передаваемая цепью

Н

Проверяем давление в шарнирах цепи по условию

Р_ц

Площадь проекций опорной поверхности шарнира

А=d₁*b₃=11,1*25,4=281,94мм²

b₃= 25,4мм² - табл. К32Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц.

Р_ц=Н/мм²

[p_ц]=28 Н/мм²

Р_ц=18,6373Н/мм²<[p_ц]=28Н/мм²

Рассчитываемая цепь пригодна к работе.

Проверяем прочность цепи по соотношению

S>[S]

Предварительное натяжение цепи

F₀=6*5,5*1503,0206*10^-3 *9,81=486,5728H

Натяжение цепи от центробежной силы

F_?=q*?²=5,5*1,0214²=5,7289H

F_p - разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р и выбирается по табл. К32 Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц.

Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей табл. 8. [S]= 8,4

S=46,4466>[S]=8,4

Определить силу давления цепи на вал F_оп, Н;

F_оп= k_B*F_t+2F₀= 1,15*2242,0207+2*486,5728=3551,4694Н, k_В=1,15 - табл. 6

Таблица №4

Проектный расчет
Параметр	Значение		Параметр	Значение
Тип цепи			Диаметр делительной окружности звездочек: ведущей dd1 ведомой dd2	280 мм 898 мм
Шаг цепи Р	38,1 мм
Межосевое расстояние а	1510,5735 мм
Длина цепи l	4876,8 мм
			Диаметр окружности выступов звездочек: ведущей De1 ведомой De2	300 мм 920 мм
Число звеньев lp	128
Число зубьев звездочки: ведущей Z1 ведомой Z2	23 74
			Диаметр окружности впадин звездочки: ведущей Di1 ведомой Di2	271 мм 892 мм
Сила давления цепи на вал Fоп, Н	3551,4694
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки n1, об/мин	393,7007	69,94	Условие выполняется
Число ударов цепи U	13,3333	0,8414	Условие выполняется
Коэффициент запаса прочности S	8,4	46,4466	Условие прочности выполняется
Давление в шарнирах цепи Рц, Н/мм2	28	18,6373	Рассчитываемая цепь пригодна к работе

1.5 Определение присоединительных диаметров валов сборочных узлов привода

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

, мм [1]

где: Т-крутящий момент, Нмм;

- допускаемое напряжение, Н/мм²;

мм

Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора d_дв и вала d_в1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением d_в1:d_дв0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя d_дв=32 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под d_дв=32 мм и d_в1=25 мм.

Примем под подшипник d_п1=30 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Примем диаметр под подшипник d_П2=30 мм.

Диаметр под зубчатым колесом d_зк=35 мм.

Шестерню выполним за одно с валом.

Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении Н/мм².

мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под d_в3=46 мм.

Диаметр под подшипник примем d_П3=50 мм.

Диаметр под колесо d_зк=55 мм.

1.6 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Размеры колес определяются из следующих формул (табл. 10.1) Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц:

Диаметр впадин зубьев: d_f=d₁-2.5m_n, мм

Диаметр ступицы: , мм

длина ступицы: , мм

толщина обода: , мм., но не менее 8 мм.

толщина диска: , мм

диаметр отверстий: , мм D_o=d_f-2 мм

фаска: n=0.5m_n x 45^o

Все расчеты сводим в таблицу 2:

Таблица 5

	z	mn	b, мм	d, мм	da, мм	df, мм	dст, мм	Lст, мм	, мм	С, мм
Первая ступень	шестерня	17	3	69	53,3	59,34	45,8	-	-	-	-
	колесо	85	3	64	266,7	272,7	259,2	72	67,5	8	18
Вторая ступень	шестерня	32	3	85	63	68	57	-	-	-	-
	колесо	101	3	80	256	261	250	104	97,5	8	24

2. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Расчет проведем по формулам (табл. 10.2, 10.3 [1]):

Толщина стенки корпуса: мм.

Толщина стенки крышки редуктора: мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса: мм.

Толщина нижнего пояса корпуса: мм., примем р=23 мм.

Толщина ребер основания корпуса: мм., примем m=9 мм.

Толщина ребер крышки корпуса: мм., примем m=8 мм.

Диаметры болтов:

- фундаментальных: мм., принимаем болты с резьбой М20;

- крепящих крышку к корпусу у подшипников: мм., принимаем болты с резьбой М16;

- крепящих крышку с корпусом: мм., принимаем болты с резьбой М12;

Гнездо под подшипник:

- Диаметр отверстия в гнезде принимаем равным наружному диаметру подшипника: D_п1=30 мм, D_п2=60 мм.

- Диаметр гнезда: D_k=D₂+(2-5) мм., D₂ - Диаметр фланца крышки подшипника, на 1 и 2 валах D₂= 77 мм, на 3 валу D₂= 105 мм. Тогда D_k1=D₂+(2-5)= 80 мм, D_k2=D₂+(2-5)= 110 мм.

Размеры радиальных шарикоподшипников однорядных средней серии приведены в таблице 3:

Таблица 3

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N306	30	72	19	28,1	14,6
N310	50	100	27	65,8	36

Размеры штифта:

- Диаметр мм.

- Длина мм.

Из табл. 10.5 [1] принимаем штифт конический ГОСТ 3129-70

мм, мм.

Зазор между торцом шестерни с одной стороны и ступицы с другой, и внутренней стенкой корпуса А₁=1,2=1,2*10=12 мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса, а также расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А==10 мм.

Для предотвращения вытекания смазки подшипников внутрь корпуса и вымывания пластического смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца, их ширину определяет размер y=8-12 мм. Мы принимаем y=10 мм.

2.1 Проверка долговечности подшипников

6.1 Ведущий вал



Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-388,2-2457,8+2108,7+737,3=0

в плоскости YZ:

Проверка:

-542,5+935,4-392,9=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №2

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N306	30	72	19	28,1	14,6

Отношение

Этой величине по таблице 9.18 [1] соответствует e=0,21

Отношение X=0.56, Y=2.05

Эквивалентная нагрузка по формуле:

, H

где V=1-вращается внутреннее кольцо подшипника;

коэффициент безопасности по таблице 9.19 [1] К_Б=1;

температурный коэффициент по таблице 9.20 [1] К_Т=1,0.

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле:

Расчетная долговечность, ч по формуле:

ч

Фактическое время работы редуктора

Срок службы 7 лет, при двухсменной работе:

365 дней*16 ч.К_годК_сут=365*16*0,7*0,3=1226,4 ч.

Промежуточный вал

Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

3176-6117,8+484+2457,8=0

в плоскости YZ:

Проверка:

1,6+2283,8-935,4-1350=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N306	30	72	19	28,1	14,6

Отношение

Этой величине по таблице 9.18 [1] соответствует e=0,21

Отношение X=1, Y=0

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле:

Расчетная долговечность, ч по формуле:

ч

Ведомый вал



Реакции опор:

в плоскости XZ:

Проверка:

-5325,8+6117,8+1043,3-1835,3=0

в плоскости YZ:



Проверка:

-254,6-2283,8+2538,4=0

Суммарные реакции:

Подбираем подшипник по более нагруженной опоре №1

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры, мм	С	Со
N310	50	100	27	65,8	36

Отношение

Этой величине по таблице Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с. соответствует e=0,195

Отношение X=0.56, Y=2.2

Эквивалентная нагрузка по формуле:

H

Расчетная долговечность, млн. об по формуле:



Расчетная долговечность, ч по формуле:

ч

3. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяются шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Диаметр вала d, мм	Ширина шпонки b, мм	Высота шпонки h, мм	Длина шпонки l, мм	Глубина паза t1, мм
25	8	7	30	4
35	10	8	32	5
46	12	8	65	5
55	16	10	55	6

Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице =100…120Мпа

3.1 Ведущий вал

При d=25 мм; ; t₁=4 мм; длине шпонки l=30 мм; крутящий момент Т₁=65,5Нм

Промежуточный вал

При d=35 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=32 мм; крутящий момент Т₂=301,3Нм



Ведомый вал

При d=55 мм; ; t₁=6 мм; длине шпонки l=55 мм; крутящий момент Т₃=314Нм

При d=46 мм; ; t₁=5 мм; длине шпонки l=65 мм

4. Уточненный расчет валов

4.1 Ведущий вал

привод корпус шпоночный редуктор

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s]. Прочность соблюдена при .

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3 [1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



По таблице 8.5 [1] принимаем ;

По таблице 8.8 [1] принимаем ;

Момент сопротивления кручению по таблице 8.5 [1]:

при d=25 мм; b=8 мм; t₁=4 мм

Момент сопротивления изгибу:

При d=25 мм; b=8 мм; t₁=6 мм

Изгибающий момент в сечении А-А

M_y=0;

M_А-А=М_X

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

Составляющая постоянных напряжений:

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (23.5) Иванов М.Н.

И20 Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е изд. испр. - М.: Высш. шк., 2008. - 408 с.: ил.

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=40.3 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле (26.5) Иванов М.Н.

И20 Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е изд. испр. - М.: Высш. шк., 2008. - 408 с.: ил.

Условие прочности выполнено.

Промежуточный вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.3 [1]

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=30 мм:

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

 величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=35 мм; b=10 мм; t₁=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле



Условие прочности выполнено.

Ведомый вал

Материал вала - сталь 45 улучшенная. По таблице 3.30 Дунаев П.Ф.

ДЗ83 Конструирование узлов и деталей машин: учеб. пособие для студ. высш. учеб. заведений/ П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 10-е изд., стер. - М.: Издательский центр «Академия», 2007. - 496с

Пределы выносливости:

Сечение А-А.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза принимаем

Момент сопротивления кручению при d=55 мм; b=16 мм; t₁=6 мм



Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении А-А

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда



Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

Условие прочности выполнено.

Сечение В-В.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза

принимаем

Момент сопротивления кручению при d=42 мм; b=12 мм; t₁=5 мм

Момент сопротивления изгибу:

Изгибающий момент в сечении B-B



Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла:

Амплитуда нормальных напряжений:

,

величина очень маленькая поэтому ее учитывать не будем

тогда

Результирующий коэффициент запаса прочности по формуле Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.



Условие прочности выполнено.

5. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на промежуточном валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяем из расчета 0.25 дм³ масла на 1кВт передаваемой мощности: V=0.25*11=2.75 дм³. По таблице 10.8 [1] устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени при контактных напряжениях 401,7 МПа и скорости v=2,8 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*10^-6 м²/с. Для тихоходной ступени при контактных напряжениях 400,7 МПа и скорости v=1,05 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*10^-6 м²/с.

Средняя вязкость масла

По таблице Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799-75).

Камеры подшипников заполняем пластическим смазочным материалом УТ-1 (табл. 9.14 [1]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

6. Посадки деталей редуктора

Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл. Шейблит.А.Е

Ш 39 Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие.- Изд. 2-е, перараб. и доп. - Калининград: Янтар. Сказ, 2004.- 454 с.: ил., черт. - Б. ц

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл. Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113с.

Cписок литературы

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Машиностроение, 1980. - 351 с.

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991. - 432 с.: ил.

Палей М.А. Допуски и посадки: Справочник: В 2 ч. Ч. 1. - 7-е изд., - Л.: Политехника, 1991. 576 с.: ил.

В.И. Анурьев Справочник конструктора-машиностроителя: т. 1,2,3. - М.: Машиностроение, 1982 г. 576 с., ил.

Детали машин: метод. руководство / сост. Воробьева В.В.

Перм. гос. техн. ун-т, Пермь, 2003 - 113 с.

Иванов М.Н.

И20 Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов/М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е изд. испр. - М.: Высш. шк., 2008. - 408 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru