Проектирование привода к ленточному транспортёру
Энерго-кинематический расчет привода. Разбивка передаточного отношения привода по ступеням. Определение числа оборотов, угловой скорости и крутящего момента каждого вала. Проектный расчет ременной передачи, редуктора. Эпюры моментов на промежуточном валу.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | курсовая работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 19.12.2011 |
Размер файла | 332,4 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.
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ
Спроектировать привод к ленточному транспортёру согласно схеме, изображенной на рисунке 1 и исходным данным.
Таблица 1 - Исходные данные
FТ, Н |
, м/с |
D, мм |
B, мм |
в1 |
в2 |
|
3000 |
1,1 |
300 |
300 |
1,2 |
0,7 |
где FТ - сила натяжения ветвей, Н; - скорость передвижения ленты, м/с;
D - диаметр барабана, мм; B - ширина ленты, мм; в1,в2 - коэффициент нагрузки.
Срок службы привода 5 лет. Работа транспортёра в 2 смены.
Схема привода ленточного транспортёра.
Рис. 1 - 1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 - плита (рама); 4 - барабан; 5 - муфта.
2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
В этом разделе выберем двигатель, подберем передаточные отношения для передач, определим число оборотов, угловую скорость и крутящий момент каждого вала.
Выбор электродвигателя.
Определим мощность двигателя для привода ленточного конвейера по требуемой мощности рабочей машины:
Nд.с = Nб./пр.,
Nд.с = 3300/0.85 = 3882.3 Вт;
Примем Nд.с = 3.88 кВт
где Nд.с - требуемая мощность двигателя;
Nб. - мощность рабочей машины;
пр. - общий КПД привода;
Определим мощность рабочей машины:
Nб. = F·V,
Nб. = 3400·0.85 = 2890 Вт;
Определим КПД привода:
пр. = зц.п.·под.3·к.п.·м·р.п.,
где зк.п. - КПД зубчатой конической передачи, к.п. = 0.96;
под, - КПД подшипников, под. = 0.99;
ц.п. - КПД зубчатой цилиндрической передачи, ц.п. = 0.97;
м - КПД муфты, зм = 0.99;
р.п. - КПД ременной передачи, зр.п. = 0.95;
пр. = 0.97·0.993·0.96·0.99·0.95 = 0.85;
По требуемой мощности движущих сил Nд.с = 3387.25 Вт, выбираем электродвигатель с мощностью Рдв =4 кВт. Каждому значению номинальной мощности двигателя Рдв =4 кВт соответствует несколько типов двигателей с различными частотами вращения: 2880, 1430, 950, 720. Выберем частоту вращения электродвигателя так, чтобы передаточное число ступеней редуктора и открытой передачи было оптимальным, для этого находим частоту вращения барабана:
nб.= 30·щб./р,
nб. = 30·6,67./р = 63,69 об/мин;
где щб. - угловая скорость барабана;
щб.= 2·V./D,
щб.= 2·1/0.3 = 6,67 с-1;
Определяем передаточное отношения привода для каждой частоты вращения электродвигателя:
Uпр.= nэл./nб.,
Uпр.1 = 2880/63.69 = 45.22,
Uпр.2 = 1430/63.69 = 22.45,
Uпр.3 = 950/63.69= 14.91,
Uпр.4 = 720/63.69 = 11.3;
Наиболее подходящим в данной ситуации является двигатель 4АМ100L4Y3 с частотой вращения n = 1430 об/мин.
Разбивка передаточного отношения привода по ступеням
Т.к. общее передаточное отношение привода находится произведением передаточных чисел цилиндрической, конической и ременной передач, то разобьем его между этими передачами, учитывая, что каждая передача имеет рекомендуемые границы.
Примечание: Рекомендуемое передаточное отношение: ременной передачи Uр.п. = 2?4, зубчатой цилиндрической Uц.п. = 2.5?5, зубчатой конической Uк.п.=1?4. Передаточное отношение зубчатой конической передачи выбирается из стандартного ряда: 1.12, 1.25, 1.4, 1.6, 1.8, 2, 2.24, 2.5, 2.8, 3.15, 3.55, 4, 4.5, 5.
Примем передаточное отношение: зубчатой цилиндрической передачи
Uц.п. = 4, зубчатой конической передачи Uк.п. = 2.5.
Найдем передаточное отношение ременной передачи:
Uр.п. = Uпр./(Uк.п.·Uц.п),
Uр.п. = 22.45/(2.5·4) = 2.24;
Определение числа оборотов, угловой скорости и крутящего момента каждого вала
Определяем кинематические параметры валов привод:
n1 = nэл.д. = 1430 об/мин,
n2.= n1/Uр.п. = 1430/2.24 = 638.39 об/мин,
n3.= n2/Uк.п. = 638.39/2.5 = 264.816 об/мин,
n4.= n3/Uц.п. = 264.816/4 = 66.204 об/мин;
щ1 = р·n1./30 = р·1430/30 = 149.67 с-1,
щ2 = р·n2./30 = р·638.39/30 = 62.29 с-1,
щ3 = р·n3./30 = р·264.816/30 = 26.65 с-1,
щ4 = р·n4./30 = р·66.204/30 = 6.66 с-1;
Определим крутящие моменты всех валов привода:
Т1 = Nд.с./щ1 = 3882.3/149.67 = 25.94 Н·м,
Т2 = Т1·Uр.п.·под.·р.п. = 25.94·2.24·0.99·0.95 = 54.64 Н·м,
Т3 = Т2·Uк.п.·под.·к.п. = 54.64·2.5·0.99·0.96 = 129.82 Н·м,
Т4 = Т3·Uц.п.·под.·ц.п.·м = 129.82·4 ·0.99·0.97·0.99 = 493.68 Н·м,
Полученные данные заносим в таблицу 2.
Таблица 2 - Результаты расчета
№ вала |
n, об/мин |
щ, с-1 |
T, Н·м |
|
1 |
1430 |
149.67 |
25.94 |
|
2 |
638.39 |
62.29 |
54.64 |
|
3 |
264.816 |
26.65 |
129.82 |
|
4 |
66.204 |
6.66 |
493.68 |
3. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Проектный расчет ременной передачи
1) Выбор сечения ремня:
Сечение ремня определяем по номограмме [Л.2; рис.1], в зависимости от мощности, P = Nд.с. = 3882.3 Вт, и частоты его вращения, n = 1430 об/мин. Принимаем сечение ремня А.
2) Определение расчетного диаметра малого шкива:
Минимально допустимый расчётный диаметр малого шкива dmin = 125 мм.
Для повышения срока службы ремня принимаем ведущий шкив с диаметром d1 = 125 мм [Л.2; стр.6].
3) Определение диаметра ведомого шкива:
d2 = U·d1·(1-е),
где U - передаточное число передачи (Uр.п. = 2.24);
е - коэффициент скольжения (зададимся е = 0,02). [Л2.стр.6];
d1 - диаметр ведущего шкива, мм;
d2 - диаметр ведомого шкива, мм;
d2 = 2.24·125·(1-0.02) = 274.4 мм;
Из стандартного ряда принимаем значение d2 =280 мм;
4) Определение фактического передаточного числа Uф и его проверка:
Uф = d2/d1·(1-е) ? 3 %,
Uф = 280/125·(1-0,02) = 2.19;
U = [(Uф - U)/U] 100 %,
U = [(2.24 - 2.19)/2.24]·100 % = 2.23 %;
5) Определение наружной скорости ремня:
х = (р·d1·n1)/60·103 ? [ х ],
где d1 - диаметр ведущего шкива, мм;
n1 - частота вращения ведущего шкива, об/мин;
[х] - допускаемая скорость, м/с (для клиновых ремней [х] = 25 м/с);
х = (3,14·125·1430)/60·103 = 9.35 м/с;
х = 9.35 м/с ? 25 м/с;
6) Определение геометрических параметров передачи:
Определяем предварительное межосевое расстояние по условию:
0,55·(d1+d2)+h ? a ? 2·(d1+d2),
где h - высота сечения ремня, (для клинового ремня с сечением А: h = 8мм [Л2.стр.7]);
0.55·(125+280)+8 ? а ? 2·(125+280),
222.75мм < а < 810 мм;
Примем а = 600 мм.
Определяем расчётную длину ремня Lp, мм:
Lp = 2·a + р·(d1+d2)/2+(d1-d2)2/(4·a),
Lp = 2·600 + 3,14·(125+280)/2+(125-280)2/(4·600) = 1845.86 мм;
Округляем значение Lp до ближайшего стандартного значения:
L = 1800 мм. [Л2.стр.7];
Уточняем межосевое расстояние по стандартной длине:
а = 1/8{2·L-р·(d1+d2)+v[2·L-р·(d1+d2)]2-8·(d1-d2)2}
a=1/8{2·1600-3,14·(125+280)+v[2·1800-3,14·(125+280)]2-8·(125-280)2}
a = 576.87 мм.
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
б1 = 1800-570·(d2-d1)/а,
где б1 - угол обхвата ремнем ведущего шкива, (б1 ? 1200)
б1 =1800-570·(280-125)/576.87 = 165.570;
Определение мощности, передаваемой одним ремнём:
Pp = (P0·C·CL+ДPu)/Cp,
где P0 - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем, кВт;
С - коэффициент угла обхвата;
CL - коэффициент длины ремня, зависящий от отношения принятой длины ремня L к исходной длине Lp, указанной в стандарте;
Ср - коэффициент динамичности и режима работы;
Находим коэффициенты С, CL, Cp [Л2.стр.8]:
С = 0,95;
CL = 1;
Cp = 1,15 (при спокойной двухсменной работе);
Определяем P0 для клинового ремня с сечением А, скорости х = 9.35 м/с и расчётного диаметра ведущего шкива dp1 = 125 мм;
P0 = 2 кВт, [Л2.стр.12];
Pp = (2·0.95·1)/1.15 = 1.65 кВт;
Определение числа ремней Z:
Z = P/(Pp·CZ),
Z = 3.88/(1.65·0.95) = 2.47;
Примем Z = 3
где Р - передаваемая мощность на ведущем валу;
CZ - коэффициент, учитывающий количество ремней в комплекте;
CZ = 0.95 (при ожидаемом Z = 2?3)
Определение нагрузки ремня на вал:
R = 2·F0·z·sin(б1/2),
где F0 - натяжение ветви одного ремня, Н;
F0 = [0,85·Pp·Cp/(z х·C)]+и·х2,
где х - окружная скорость ремня, м/с;
Р - передаваемая мощность на ведущем валу, Вт;
и - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил;
Так как сечение ремня Б, то выбираем и = 0.1 [Л2.стр.9];
F0 = [0,85·3880·0.95/(9.35·0.95·3)]+0,1·9.352 = 126.31 H.
R = 2·126.31·3·sin(158.590/2) = 751.86 H.
3.2 Проверочный расчет
Проверка прочности одного ремня:
уmax = у1+уu+у ? [у]p,
где у - напряжение от центробежных сил, Н/мм2;
уu - напряжение изгиба, Н/мм2;
у1 - напряжение растяжения, Н/мм2;
у = с·х2·10-6,
где с - плотность материала ремня, кг/м3
Примем с = 1300 кг/м3, [Л2.стр.10];
у = 1300·9.352·10-5 = 1.14 Н/мм2;
уu = Eu·Н/d1,
где Еu - модуль продольной упругости.
Примем Еu = 90 Н/мм2 [Л2.стр.10];
h - высота сечения ремня; h = 8 мм;
уu = 90·8/125 = 5.76 Н/мм2;
у1 = (F0/A)+(Ft/2·A·Z),
где F0 - натяжение ветви одного ремня, Н;
Ft - окружная сила, передаваемая ремнем, Н;
А - площадь поперечного сечения ремня, мм2, (для ремня с сечением А А= 81 мм2 [Л2.стр.10]);
Ft = P0·103/х,
где P0 - номинальная мощность, кВт;
Ft = 2·103/9.35 = 213.9 H,
у1 = (126.31/81)+(213.9/2·81·3) = 1.96 H/мм2;
уmax = 1.96+5.76+1.14 = 8.86 Н/мм2;
[у]p - допускаемое напряжение ремня, Н/мм2, [у]p = 10 Н/мм2;
уmax < [у]p - ремень выдержит нагрузку;
Расчёт долговечности ремней:
Определение частоты пробега ремней U, c-1:
U = х/L ? [U],
где [U] - допускаемая частота пробега: [U] = 30 c-1;
U = 9.35/1.8 = 5.19 c-1;
U ? [U]
4. РАСЧЕТ РЕДУКТОРА
4.1 Расчет зубчатых передач
4.1.1 Быстроходная ступень
Выбор материала шестерни и колеса и термообработки:
Для конической передачи выбираем марку стали 45, с термообработкой нормализация, с твердостью заготовок: шестерня НВ1 = 207, колеса НВ2 = 179;
Расчет допускаемых напряжений на изгиб и контактных напряжений для шестерни и колеса:
Для этого определим суммарное время работы передачи в течение срока службы:
t = 24·Ксут·365·Кгод·L,
где t- суммарное время работы передачи в течение срока службы, ч;
Ксут - коэффициент использования передачи в течение суток. Так как транспортер работает в 2 смены, то Ксут = 16/24;
Кгод - коэффициент использования в течение года, Кгод = 251/365;
L - срок службы передачи, L = 5 лет;
t = 24·16/24·365·251/365·5 = 20080 часов;
Определяем коэффициент приведения при расчете на контактную выносливость КНЕ по формуле:
КНЕ = У(ТЯ/Тmax)3·tЯ/t·nЯ/n,
где: Т1,…,ТЯ - крутящие моменты на валу колеса с которым работает передача,
t1,…, tЯ - время действия крутящих моментов;
n1,…,nЯ - частоты вращения, (nЯ/n = 1 - при частотах вращения валов не изменяющихся с изменением нагрузки);
t - суммарное время работы;
Т1 = в1·ТН1 = 1.2·129.82= 155.78 Н·м,
Т2 = в2·ТН2 = 0.7·129.82 = 90.87 Н·м.
КНЕ = (155.78/155.78)3·3/3600·20080+(129.82/155.78)3·4/20080+(90.87/155.78)3·2.5/20080 = 1.39·10-4;
Определим суммарное число циклов перемены напряжения NУ по формуле:
NУ = 60·n·t·nз,
где n - частота вращения рассматриваемого зубчатого элемента;
t - суммарное время работы передачи в течение срока службы,
t = 20080 ч;
nз - число вхождений в зацепление зубьев, nз = 1;
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость NНЕ по формуле:
NНЕ = NУ·КНЕ,
Определим допускаемые напряжения для расчета передачи на контактную выносливость [у]Н по формуле:
[у]Н = уНlimв/SH·(NHO/NHE)1/6,
где: уНlimв - предел контактной выносливости поверхности зубьев,
уНlimв = 2НВ+70 [Л3.табл. 3.2];
NHO - базовое число циклов перемены напряжений, NHO = 106 [Л3.рис. 3.1];
SH - коэффициент безопасности, SH = 1.1 [Л3.рис. 3.1];
Определяем допускаемое контактное напряжение для колеса:
NУ3 = 60·264.816·20080·1 = 319050316.8,
NНЕ3 = 319050316.8·1.39·10-4·20080/6.5 = 137·106,
т.к. NНЕ3>NHO, то NНЕ3 = NHO =107,
уНlimв3 = 2·179+70 = 428 МПа,
[у]Н3 = 428/1.1·(1)1/6 = 389.09 МПа;
Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни:
NУ2 = 60·638.39·20080·1 = 769132272,
NНЕ2 = 769132272·1.39·10-4·20080/6.5 = 330.27·106,
т.к. NНЕ2>NHO, то NНЕ2 = NHO =107,
уНlimв2 = 2·207+70 = 484 МПа,
[у]Н2 = 484/1.1·(1)1/6 = 440 МПа;
Определяем коэффициент приведения при расчете на изгибную выносливость КFЕ по формуле:
КFЕ = У(ТЯ/Тmax)m·tЯ/t·nЯ/n,
где: m = 6 для зубчатых колес с твердостью меньше НВ 350;
КFЕ = (155.78/155.78)6·3/3600·20080+(129.82/155.78)6·4/20080+(90.87/155.78)6·2.5/20080 = 0.72·10-4;
Определим суммарное число циклов перемены напряжения NУ по формуле:
NУ = 60·n·t·nз,
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на изгибную выносливость NFЕ по формуле:
NFЕ = NУ·КFЕ,
Определим допускаемые напряжения для расчета передачи на изгибную выносливость [у]F по формуле:
[у]F = уFlimв/SF·(NFO/NFE)1/6,
где: уFlimв - предел контактной выносливости поверхности зубьев,
уFlimв = 1.8НВ [Л3.табл. 3.2];
NFO - базовое число циклов перемены напряжений, принять NFO = 4·106;
SF - коэффициент безопасности, SF = 1.75 [Л3.рис. 3.1];
Определяем допускаемое напряжение на изгиб для колеса:
NУ3 = 60·264.816·20080·1 = 319050316.8,
NFЕ3 = 319050316.8·0.72·10-4·20080/6.5 = 70.96·106,
т.к. NFЕ3>NFO, то NFЕ3 = NFO = 4·106;
уFlimв3 = 1.8·179 = 322.2 МПа,
[у]F3 = 322.2/1.75·(1)1/6 = 184.11 МПа;
Определяем допускаемое напряжение на изгиб для шестерни:
NУ2 = 60·638.39·20080·1 = 769132272,
NFЕ2 = 769132272·0.72·10-4·20080/6.5 = 171.07·106,
т.к. NFЕ2>NFO, то NFЕ2 = NHO = 4·106;
уFlimв2 = 1.8·207 = 372.6 МПа,
[у]F2 = 372.6/1.75·(1)1/6 = 212.91 МПа;
Определение параметров передачи (проектный расчёт):
1. Задаём число зубьев шестерни: Z1 = 20?30, примем Z1 = 20;
2. Определяем число зубьев колеса:
Z2 = Z1·Uк.п.,
Z2 = 20·2.5 = 50;
3. Вычисляем углы делительных контуров шестерни д1 и колеса д2:
д2 = arctgUк.п.,
д2 = arctg2.5 = 68.2°;
д1 = 90°- д2,
д1 = 90°- 68.2° = 21.8°;
4. Вычисляем средний модуль, мм:
mn ?1,4·[YF2·T1·KFв/(0,85·фbd·Z12·[уF2])]1/3;
где: YF2 - коэффициенты формы зуба для колеса, YF2 = 3.62 в зависимости от эквивалентного числа зубьев (ZV2 = Z2/cosд2 = 50/cos68.2° = 134.64), и коэффициенту смещения Х = 0 [Л4.табл. 19];
T1 - крутящий момент на валу шестерни, Н·мм;
KFв - коэффициент концентрации нагрузки при твёрдости колёс НВ?350, и консольном расположении шестерни KFв =1.26 [Л4.табл. 21];
фbd - коэффициент ширины зубчатого венца, примем фbd = 0.3;
[уF]2 - допускаемое напряжение изгиба для колеса, Н/мм2;
mn = 1,4·(3.62·54640·1.26/(0.85·0.3·202·184.11))1/3 = 3.31 мм;
5. Определяем остальные параметры передачи:
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:
dn1 = mn ·Z1,
dn1= 3.31·20 = 66.2 мм;
dn2 = mn·Z2,
dn2 = 3.31·50 = 165.5 мм;
Определяем ширину зубчатого венца, мм:
b= фbd·dn1,
b = 0.3·66.2 = 19.86 мм;
Определяем внешний модуль, мм:
mе = mn+b·sinд1/Z1,
mе = 3.31+19.86·sin21.8°/20= 3.68 мм,
Определяем внешний делительный диаметр шестерни и колеса, мм:
dе1 = mе·Z1, dе2 = mе·Z2,
dе1 = 3.68·20 = 73.6 мм;
dе2 = 3.68·50 = 184 мм;
Определяем внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса, мм:
dае1 = dе1 + 2·mе·cos д1,
dае2 = dе2+2·mе·cos д2,
dае1 =73.6+2·3.68·cos21.8° = 80.43 мм;
dае2 = 184+2·3.68·cos68.2° = 186.7 мм;
Определяем внешний диаметр впадин зубьев шестерни и колеса, мм:
dfе1 = dе1 - 2,4·mе·cos д1,
dfе2 = dе2 - 2,4·mе·cos д2,
dfе1 = 73.6 - 2.4·3.68·cos21.8° = 65.4 мм;
dfе2 = 184 - 2.4·3.68·cos68.2° = 180.72 мм;
Определяем внешнее конусное расстояние, мм:
R = dе2·(1+1/Uк.п.2)1/2/2,
R = 184·(1+1/2.52)1/2/2 = 99.06 мм;
Проверка передачи на контактную прочность:
уН = 2120·[T2·Uк.п.·КНв·KHх/(dе2 ·и)]1/2/ dе2 [у]Н;
где: уН - фактическое контактное напряжение, Н·мм2;
Т2 - крутящий момент на валу колеса, Н·мм;
Т2 = 129.820 Н·мм;
и - коэффициент, учитывающий соотношение способов упрочнения зубьев шестерни и колеса, для пары сцепляющихся колес с термообработкой нормализация или улучшение:
и = 1,22 + 0,21·Uк.п.,
и = 1,22 + 0,21·2.5 = 1.745;
КНв - коэффициент концентрации нагрузки при твердости колес НВ?350 и консольном расположении шестерни принимаем КНв = 1.14 [Л4.табл. 22];
КНх - коэффициент динамичности нагрузки определяют по окружной скорости колес х и степени точности их изготовления:
V = р·dn1·n1/(60·1000),
где V - фактическая окружная скорость колёс, м/с:
V = р·66.2·638.39/60000 = 2.21 м/с;
При данной скорости V = 2.21 м/с < 10 м/с назначают 7-ю степень точности, при которой коэффициент динамичности KHн = 1,05;
уН = 2120·[129820·2.5·1.14·1.05/(1.745·184)]1/2/184 = 400.77 Н/мм2,
уН < [у]Н, условие прочности выполняется.
Проверка передачи на изгиб:
уF1 = 2T2·YF1·KFв·KFн /(dn1·b·mn) ? [уF]1,
уF2 = 2T2·YF2·KFв·KFн /(dn1·b·mn) ? [уF]2,
где: уF1, уF2 - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2,
КFх - коэффициент динамичности нагрузки определяется по окружной скорости колес х и степени точности их изготовления. Для конических прямозубых колес 7 степени точности с твердостью рабочих поверхностей НВ?350 КFх = 1.15 [Л4.табл. 23],
YF1,YF2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса,
YF2 = 3.62, YF1 = 4.07 в зависимости от эквивалентного числа зубьев и коэффициенту смещения Х = 0 [Л4.табл. 19];
уF1 = 2 ·54640·4.07·1.14·1.15/(66.2·19.86·3.31) = 133.99 Н/мм2;
уF2 = 2 ·54640·3.62·1.14 ·1.15/(66.2·19.86·3.31) = 119.17Н/мм2;
155.13 ? 212.914 МПа;
138.7426 ? 184.11428 МПа;
Условие прочности выполняется. Рассчитанная передача работоспособна.
4.1.2 Тихоходная ступень
Выбор материала шестерни и колеса и термообработки:
Для цилиндрической передачи выбираем марку стали 45, с термообработкой нормализация, с твердостью заготовок: шестерня НВ1 = 207, колеса НВ2 = 179;
Проведём расчет допускаемых напряжений на изгиб и контактных напряжений для шестерни и колеса.
Допускаемые напряжения на изгиб и контактные напряжения для цилиндрической передачи ищем по тем же формулам, что и для конической пункт 4.1.1.
Определяем допускаемое контактное напряжение для колеса:
NУ4 = 60·63.66·20080·1 = 76697568,
NНЕ4 = 76697568·1.39·10-4·20080/6.5 = 32.93·106,
т.к. NНЕ4>NHO, то NНЕ4 = NHO = 107,
уНlimв4 = 2·179+70 = 428 МПа,
[у]Н4 = 428/1.1·(1)1/6 = 389.09 МПа;
Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни:
NУ3 = 60·264.816·20080·1 = 319050316.8,
NНЕ3 = 319050316.8·1.39·10-4·20080/6.5 = 137·106,
т.к. NНЕ3>NHO, то NНЕ3 = NHO =107,
уНlimв3 = 2·207+70 = 484 МПа,
[у]Н3 = 484/1.1·(1)1/6 = 440 МПа;
Определяем допускаемое напряжение на изгиб для колеса:
NУ4 = 60·63.66·20080·1 = 76697568,
NFЕ4 = 76697568·0.72·10-4·20080/6.5 = 17.06·106,
уFlimв4 = 1.8·179 = 322.2 МПа,
[у]F4 = 322.2/1.75·(1)1/6 = 184.11 МПа;
Определяем допускаемое напряжение на изгиб для шестерни:
NУ3 = 60·264.816·20080·1 = 319050316.8,
NFЕ3 = 319050316.8·0.72·10-4·20080/6.5 = 70.96·106,
т.к. NFЕ3>NFO, то NFЕ3 = NHO = 4·106;
уFlimв3 = 1.8·207 = 372.6 МПа,
[у]F3 = 372.6/1.75·(1)1/6 = 212.91 МПа;
Дальнейший расчет ведем по допускаемым напряжениям для колеса:
[у]F4 = 184.11428 МПа, [у]Н4 = 389.1 МПа;
Проектный расчёт:
1. Задаемся углом наклона зубьев:
Для прямозубой цилиндрической передачи в=0°.
2. Определяем окружную скорость:
х = 0.1·(n2·n1·Р1)1/4;
где Р1 - передаваемая мощность, кВт;
n1 - частота вращения шестерни, об/мин;
n2 - частота вращения колеса, об/мин;
Р1 = 3.88 кВт;
х = 0.1·(264.816·66.204·3.88)1/4 = 1.6 м/с;
3. Определение межосевого расстояния из условий контактной прочности зубьев:
aW = (Uц.п.+1)·[(310/([у]Н4·Uц.п.))І T2·KHв·KHх/фа]?;
где aW - межосевое расстояние;
T2 - крутящий момент на валу колеса, без учета потерь на трение, Н·мм; KHв - коэффициент концентрации нагрузки, примем KHв = 1.11;
KHх - коэффициент динамичности, примем KHх = 1;
фа - коэффициент ширины, для легко нагруженной передачи, фа = 0.3;
[у]H4·- допускаемые контактные напряжения, Н/мм2,
[у]H4·= 389.09 МПа;
aW = (2.5+1)·[(310/(389.09·2.5))2·493680·1.1·1/0.3]1/3 = 199.02 мм;
Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2144 - 76, aW = 200 мм.
4. Задаемся значением модуля m = (0,01?0,02)·аW и округляем эту величину до стандартного значения [Л4.табл. 9].
m = 0,01·200 = 2;
Примем m = 2.5
5. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.
Для прямозубой передачи: Z1 + Z2 = ZУ= 2·аW/m,
ZУ= 2·200/2.5 = 160;
6. Определяем число зубьев шестерни и колеса:
Z1= ZУ / (u+1) ? 17,
Z1= 160/(2.5+1) = 45.7 Принимаем Z1 = 46;
Z2 = ZУ - Z1,
Z2 = 160 - 46 = 114
7. Определяем остальные геометрические размеры передачи:
Делительные диаметры:
d1 = m·Z1, d2 = m·Z2 - для прямозубых передач;
d1 = 2.5·46 = 115 мм;
d2 = 2.5·114 = 285 мм;
Фактическое межосевое расстояние: аW=(d1+ d2)/2;
аW = (115+285)/2 = 200 мм;
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1+ 2·m, dа2 = d2+ 2·m - для прямозубых передач;
dа1 = 115 + 2·2.5 = 120 мм;
dа2 = 285 + 2·2.5 = 290 мм;
Диаметры впадин зубьев:
df1 = d1 - 2.5·m, df2 = d2 - 2.5·m - для прямозубых передач;
df1 = 115- 2.5·2.5 = 108.75 мм;
df2 = 285 - 2.5·2.5 = 278.75 мм;
Ширину колеса: в2 = ца·аW,
в2 = 0.3·200 = 60 мм;
Примем в2 = 63 мм
Ширину шестерни в1 = в2+ (2…5), мм;
в1 = 63 + 3 = 66 мм;
Проверочный расчет передачи на контактную прочность:
Условие прочности для стальных зубчатых колес (для прямозубых передач):
уН = 310·[(T2·(u + 1)3·КHв·КHх /(в2·Uц.п.2)]1/2/аW ? [уН],
где уН - фактическое контактное напряжение, Н/мм2;
Произведем уточнение значений коэффициентов КHв и КHх:
Коэффициент КHв = 1.08 (при в2/d1 =63/115 = 0.55) [Л4.табл. 18];
Коэффициент динамичности уточняем по фактической окружной скорости колес х и степени точности их изготовления:
х = р·d1·n1/(60·1000),
х = р·115·264.816/(60·1000) = 1.59 м/с
Для прямозубых колес при х? 6 м/с КHх = 1.1;
уН = 310·[(493680·(2.5 + 1)3·1.08·1.1/(63·2.52)]1/2/200 = 391.7 МПа,
уН > [у]Н4,
391.7 > 389.09, разница составляет 0.6 % < 3%, поэтому условие прочности выполняется.
Проверочный расчет передачи на изгиб
Расчет выполняем отдельно для шестерни и для колеса. Условие прочности:
уF1 =2·T1·YF1·Yв·КFв· КFх/ (d1·в2 ·mn) ? [уF]3,
уF2 =2·T1·YF2·Yв·КFв·КFх/ (d1·в2 ·mn) ? [уF]4,
где уF1, уF2 - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса, Н/мм2;
YF1, YF2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса, YF1 = 3.66,
YF2 = 3.6при Х = 0 [Л4.табл. 19];
Yв - коэффициент наклона зубьев, Yв =1 для прямозубой передачи;
уF1 = 2·129820·3.66·1·1.12·1.15/(115·63·2.5) = 67.57 МПа;
уF2 = 2·129820·3.6·1·1.12·1.15/(115·63·2.5) = 66.47 МПа
67.57 < 212.91 МПа,
66.47 < 184.11 МПа;
Рассчитанная передача работоспособна.
4.2 Расчет валов
4.2.1 Проектный расчет валов
В этом пункте определяем длины и диаметры каждой ступени вала. Проектный расчёт валов выполним по напряжениям кручения
Быстроходный вал:
Диаметр входного конца вала под шкив клиноременной передачи, мм:
d1 = (Mк·103/(0.2·[ф]к))1/3
где [ф]к - допускаемое напряжение материала вала на кручение, примем [ф]к= 10 МПа;
Mк = Т - крутящий момент соответствующего вала;
d1 = (54.64·103/(0.2·10))1/3 = 30.12 мм;
Принимаем диаметр входного конца вала равным d1 = 31 мм;
Длина вала под шкив, мм:
l1 = 1.2?1.5·d1,
l1 = 1.3·31 = 40.3 мм,
Примем l1 = 41 мм;
Диаметр вала под уплотнение крышки, мм:
d2 = d1 + 2·t,
d2 = 31 + 2·2.5 = 36 мм;
Длина вала под торцевую крышку с жировыми канавками, мм:
l2 = 0.6·d4,
Диаметр вала d5 подбираем в зависимости от диаметра резьбы. Подбираем резьбу М39X1.5 мм в зависимости от d2 = 36 мм [Л1.табл. 10.11], следовательно, d5 = 39 мм
l2 = 0.6·45 = 27 мм,
Принимаем l2 = 27 мм
Длина вала под резьбу, мм:
l5 = 0.4·d4,
l5 = 0.4·45 = 18 мм,
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d5 + (2?4) мм,
d4 = 39 + 3 = 42 мм,
Под диаметр d4 = 42 мм подбираем подшипник 7209 ГОСТ 27365-87
(d = 45 мм, D = 85 мм, T = 21 мм, c = 16 мм, b = 19 мм, Cr = 42.7 кН, Cor = 33.4 кН, e = 0.41, Y = 1.45)
Диаметр вала под шестерню:
d3 = d4 + 3.2·r,
где r - высота буртика, мм,
d3 = 45 + 3.2·3 = 54.6 мм,
Из конструкторских соображений примем d3 = 55 мм,
Длина вала с диаметром d3 = 55 мм, l3 = b3 = 19.86 мм.
Промежуточный вал:
Отчетный диаметр, мм:
d1 = (Mк·103/(0.2·[ф]к))1/3
Примем [ф]к = 20 МПа,
Mк·= Т - крутящий момент соответствующего вала;
d1 = (129820/(0.2·15))1/3 = 35.1мм
Принимаем диаметр d1 = 35 мм;
Диаметр вала под подшипник, мм:
d4 = d2 = d1 + 2·t,
d2 = 35 + 2·2.5 = 40 мм;
Принимаем d2 = 40 мм под подшипник 7208 ГОСТ 27365-87
Диаметр вала под цилиндрическую шестерню и коническое колесо:
d3 = d2 + 3.2·r,
d3 = 40 + 3.2·2.5 = 48 мм;
Примем d3 = 50 мм
Диаметр распорной втулки:
d5 = d3 + 3·f,
где f - ориентировочная величина фаски ступицы;
d5 = 50 + 3·1.6 = 54.8 мм; Примем d5 = 55 мм
Тихоходный вал:
Диаметр вала под муфту, мм:
d1 = (Mк·103/(0.2·[ф]к))1/3
где: [ф]к - допускаемое напряжение материала вала на кручение, примем [ф]к = 20 МПа,
Mк·= Т - крутящий момент соответствующего вала;
d1 = (493.68/(0.2·20))1/3 = 49.79 мм
Принимаем диаметр d1 = 50 мм;
Длина вала под муфту:
l1 = (1…1.5)·d1,
l1 = 1.2·50 = 60 мм;
Оставим l1 = 80 мм;
Диаметр вала под подшипник, мм:
d4 = d2 = d1 + 2·t,
d2 = 50 + 2·3 = 56 мм;
Принимаем d2 = 55 мм под подшипник 211 ГОСТ 8338-75,
(d = 55 мм, D = 100 мм, В = 21 мм, Cr = 43.6 кН, Cor = 25 кН);
Длина вала под торцевую крышку с жировыми канавками:
l2 = 1.5·d2,
l2 = 1.5·56 = 84 мм;
Принимаем l2 = 85 мм,
Диаметр вала под цилиндрическое колесо:
d3 = d2 + 3.2·r,
d3 = 56 + 3.2·3.5 = 67.2 мм,
Примем d3 = 70 мм,
Диаметр распорной втулки:
d5 = d3 + 3·f,
d5 = 70 + 3·2 = 76 мм
4.2.2 Определение нагрузок привода
Схема сил в зацеплении привода
Рисунок 2
Определяем усилия, возникающие в зацеплении конической передачи:
Окружная сила:
Ft1 = Ft2 = 2·Т/(dе2·0.875),
где Т - крутящий момент, действующий на вал, Н·мм, Т= Т3 = 129820 Н·мм;
d е2 - внешний делительный диаметр колеса, мм;
Ft2 - окружная сила конического колеса, Н;
Ft1 = Ft2 = 2·129820/(184·0.857) = 1646.54 Н,
Ft1 = Ft2 = 1646.54Н;
где Ft1 - окружная сила конической шестерни, Н;
Радиальная сила шестерни:
Fr1= 0.36·Ft1·cos д1;
где д1 - угол делительного контура шестерни, д1 = 21.80 [Л5.стр.3];
Fr1 = 0.36·1646.54·cos21.80 = 550.36Н,
Fr2 = Fа1 = 220.13 Н,
где Fа2 - осевая сила конического колеса, Н;
Осевая сила конической передачи:
Fа1 = 0.36·Ft1 ·sin д1,
Fа1 = 0.36·1646.54·sin21.8= 220.13 Н,
Fr1 = Fа2 = 550.36 Н;
где Fr2 - радиальная сила конического колеса, Н
Определяем усилия, возникающие в зацеплении цилиндрической передачи:
Окружная сила шестерни:
Ft4 = Ft3 = 2·Т/d4;
где Т - крутящий момент, действующий на вал, Н·мм, Т = Т4 = 493680 Н·мм,
d4 - диаметр цилиндрического колеса, мм,
Ft4 - окружная сила цилиндрического колеса, Н;
Ft4 = 2·493680/285 = 3464.42 Н,
Ft3 = Ft4 = 3464.42 Н,
где Ft3 - окружная сила цилиндрической шестерни, Н;
Радиальная сила шестерни:
Fr3= Ft3·tgб,
Fr3 = 3464.42·tg200 = 1260.95 Н,
Fr3 = Fr4 = 1260.95 Н,
где Fr4 - радиальная сила цилиндрического колеса, Н;
Усилие в шкиву клиноременной передачи:
Fш = R =751.86 Н
Определим усилие в муфте на тихоходном валу:
Fм = 125·(Т4)1/3,
Fм = 125·(493.68)1/3 = 987.93 Н;
4.2.3 Проверочный расчет валов
Для всех валов выбираем материал: Сталь 45, твёрдость 197 НВ, ув = 610 МПа, способ термообработки - нормализация, у-1 = 270 МПа, ф-1 = 150 МПа.
Быстроходный вал
Из компоновки получаем, что а = 29 мм, b = 46.5мм, c = 78 мм, h1 = 33.1 мм. На данный вал действуют следующие силы Fшк = 751.86 Н, Fа1 = 220.13 Н, Fr1= 550.36 Н, Ft1 = 1646.54 Н
Для определения реакций в опорах рассматриваем вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами.
Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).
Применив основные уравнения статики, определяем опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Схема быстроходного вала
Рисунок 3
Вращение вала со стороны шестерни против часовой стрелки
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости (ZOX):
?МА = 0;
Fa·0.0331 - Fr·0.029 + ZB·0.0465 - Frшк.·0.1245 = 0,
ZB = (Frшк. ·0.1245 + Fr·0.029 - Fa·0.0331)/0.029 = 2199.35 H;
?МB = 0;
Fa·0.0331 - Fr·0.0755 + Za·0.0465 - Frшк.·0.078 = 0,
ZА = (Frшк.·0.078 + Fr·0.0755 - Fa·0.0331)/0.0465 = 1997.85 H;
Проверка ? FZ = 0;
- Fr + ZА - ZB + Frшк. = - 550.36 + 1997.85 - 2199.35 + 751.86 = 0 (верно)
Определяем реакции в горизонтальной плоскости (YOX):
?МА = 0;
-YВ·0.0465 + Ft·0.029 = 0;
YB = (1646.54·0.029)/0.0465 = 1026.87 Н;
?МВ = 0;
-YА·0.0465 + Ft·0.0755 = 0;
YА = 2673.41 Н;
Проверка ?Fу = 0;
YА - Ft - YB = 0,
1646.54 - 2673.41 + 1026.87 = 0;
Построение эпюр. Определение опасного сечения:
Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мxz, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.029 мм;
М(х) = Fa·h1 - Fr· х;
М(0) = 7.29 Н·м,
М(0.029) = - 8.67 Н·м;
2) 0.029 ? х ? 0.0755 мм;
М(х) = - Fr·x + Fa·h1 + ZА·(х-0.029);
М(0.029) = - 8.67 Н·м, М(0.0755) = 58.64 Н·м; 3) 0.0755 ? х ? 0.1535 мм;
М(х) = Fa·h1 - Fr·x + ZА·(х-0.029) - ZB·(х-0.0755);
М(0.0755) = 58.64 Н·м;
М(0.1535) = 0Н·м.
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости Мxy, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.029 мм;
М(х) = Ft·x,
М(0) = 0,
М(0.029) = 47.75 Н·м;
2) 0.029 ? х ? 0.0755 мм;
М(х) = Ft·x - YА·(х-0.029);
М(0.029) = 47.75 Н·м,
М(0.0755) = 0;
3) 0.0755 ? х ? 0.1535 мм;
М(х) = Ft·x - YА·(х-0.029) + YB(х-0.0755),
М(0.0755) = 0,
М(0.1535) = 0.
Определение суммарного изгибающего момента:
МU(х)= (Мхy2 + Мxz2)1/2;
1) 0 ? х ? 0.029 мм;
МU(0) = 7.29 Н·м;
МU (0.029) = ((-8.67)2+47.752)? = 48.53Н·м;
2) 0.029 ? х ? 0.0755 мм;
МU (0.029)= 48.53 Н·м;
МU (0.0755)= 58.64 Н·м;
3) 0.0755 ? х ? 0.1535 мм;
МU (0.0755) = 58.64 Н·м;
МU (0.1535) = 0 Н·м;
Определение крутящих моментов:
0 ? х ? 0.1535 мм
Мкр = Т2 = 54.64 Н·м;
Определение приведенных моментов:
На основе 3-й гипотезы прочности определяем приведенный момент по формуле:
Мпр = (МU2 + (б·Т)2)?;
где б - коэффициент, учитывающий различие в характеристиках циклов напряжений изгиба и кручения, б = [у-1]/[у0] для нереверсивной передачи.
[у-1] - допускаемое знакопеременное напряжение для вала,
[у-1] = 65 МПа [Л5.табл. 1.2].
[у0] - допускаемое пульсирующее напряжение для вала,
[у0] = 110 МПа [Л5.табл. 1.2].
б = 65/110 = 0.59;
1) 0 ? х ? 0.029 мм;
Мпр.(0)= (7.292 + (0.59·54.64)2)? = 33.05 Н·м;
Мпр.(0.029) = 58.26 Н·м;
2) 0.029 ? х ? 0.0755мм;
Мпр.(0.029) = 58.26 Н·м;
Мпр.(0.0755) = (58.642 + (0.59·54.64)2)? = 66.92 Н·м;
3) 0.0755? х ? 0.1535 мм;
Мпр.(0.0755)= 66.92 Н·м;
Мпр.(0.1535) = 32.2376Н·м.
По результатам вычислений строим эпюры моментов в горизонтальной плоскости, вертикальной, суммарного изгибающего момента, крутящих моментов.
Проверка запаса прочности быстроходного вала:
Исходя из эпюры приведенного момента, опасное напряжение возникает под подшипником, там где действует максимальный момент.
Определяем коэффициента запаса для нормальных напряжений nу по формуле:
nу = -1/(КуD·а + шу·m)
где -1 - предел выносливости гладкого образца, -1= 270 МПа;
m - среднее значение нормального напряжения, m = 0;
шу - Коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при изгибе, шу = 0.1;
КуD - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали, КуD = 3.49 [Л5.табл. 1.6];
а - амплитуда нормальных напряжений изгиба;
а = и = Мu·103/W0,
где Мu - суммарный изгибающий момент, Мu = 58.64 Н·м;
W0 - осевой момент сопротивления сечения вала, для вала сплошного сечения:
W0 = 0.1·d3,
W0 = 0.1·453 = 9112.5 мм3,
а = и = 58.64 /9112.5 ·10-9 = 6.43 МПа,
nу = 270/(6.43·3.49 + 0) = 12.03;
Определяем коэффициента запаса для касательных напряжений n:
n=-1/(КD·а+ш·m),
где -1 - предел выносливости гладкого образца,
-1= 150 МПа [Л5.табл. 1.3],
ш - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении, ш = 0.05,
КD - эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали, КфD = 2.5;
а - амплитуда касательных напряжений;
фa = фm = ф/2 = Мк/(2·Wс),
где Мк - крутящий момент на шестерне, Мк = 54.64 Н·м;
Wс - полярный момент сопротивления для вала сплошного сечения, м3:
Wс = 0.2·d3,
Wс = 0.2·453 = 18225 мм3;
а= 54.64/(2·18225·10-9)= 1.5 МПа
n= 150/((0.05 +2.5)·1.5) = 39.22;
Определение общего коэффициента запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nф·nу/(nф2+nу2)1/2;
n = 12.03·39.22/(12.032+39.222) = 11.5
Проверка соблюдения условия прочности.
n [n],
где [n] - допускаемый запас прочности, [n]=1.5 - 3.5;
Быстроходный вал по прочности проходит, но коэффициент запаса велик. Оставляем его таким, так как нецелесообразно изменять марку стали или диаметр вала-шестерни.
Промежуточный вал
Из компоновки получаем: а = 53 мм, b = 46.7 мм, c = 23.7 мм, h1 = 82.75 мм. На данный вал действуют следующие силы FtК = 1646.54 Н, FаК = 550.36Н, FrК=220.13Н, Ftц = 3464.42 Н, Frц = 1260.95 Н.
Для определения реакций в опорах рассматриваем вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами.
Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной). Применив основные уравнения статики, определяем опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Схема промежуточного вала
Рисунок 4
Вращение вала со стороны шестерни по часовой стрелке
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости (ZOX):
?МА = 0;
- Faк·0.08275 + Frц·0.053 + ZB·0.1234 - Frк.·0.0997 = 0,
ZB = (Frк.·0.0997 - Frц·0.053 + Faк·0.08275)/0.1234 = 5.37 H;
?МB = 0;
- Faк·0.08275 - Frц·0.0704 + Za·0.1234 + Frк.·0.0237 = 0,
ZА = (- Frк·0.0237 + Frц·0.0704 + Faк·0.08275)/ 0.1234 = 1046.11 H;
Проверка ? FZ = 0;
- Frц + ZА - ZB + Frк = - 1260.94 + 1046.11 - 5.37 + 220.13 = 0 (верно)
Определяем реакции в горизонтальной плоскости (YOX):
?МА = 0;
- YВ·0.1234 + Ftц·0.053 - Ftк·0.0997 = 0;
YB = (-Ftк·0.0997 + Ftц·0.053)/ 0.1234 = 157.62 Н;
?МВ = 0;
YА·0.1234 - Ftц·0.0704 + Ftк·0.0237 = 0;
YА = 1660.29 Н;
Проверка ?Fу = 0;
YА - Ftц + YB + Ftк = 0,
1660.29 - 3464.42 + 1646.54 + 157.62 = 0;
Построение эпюр. Определение опасного сечения:
Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мxz, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.053 мм;
М(х) = ZА·x;
М(0) = 0 Н·м,
М(0.053) = 55.44 Н·м;
2) 0.053 ? х ? 0.0997 мм;
М(х) = ZА·x - Frц·(x-0.053);
М(0.053) = 55.44 Н·м,
М(0.0997) = 45.41 Н·м;
3) 0.0997 ? х ? 0.1234 мм;
М(х) = ZА·x - Frц·(x-0.053) - Faк·h1 + Frк·(x-0.0997);
М(0.0997) = 0 Н·м;
М(0.1234) = 0 Н·м.
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости Мxy, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.053 мм;
М(х) = YА·x,
М(0) = 0,
М(0.053) = 87.99 Н·м;
2) 0.053 ? х ? 0.0997 мм;
М(х) = YА·x - Ftц·(х-46);
М(0.053 6) = 87.99 Н·м,
М(0.0997) = 3.74 Н·м;
3) 0.0997 ? х ? 0.1234 мм;
М(х) = YА·x - Ftц·(х-0.053) + Ftк·(x-0.0997),
М(0.0997) = 3.74 Н·м,
М(0.1234) = 0.
Определение суммарного изгибающего момента:
МU(х)= (Мхy2 + Мxz2)1/2;
1) 0 ? х ? 0.053 мм;
МU(0) = 0 Н·м;
МU (0.053) = 103.9 Н·м;
2) 0.053 ? х ? 0.0997 мм;
МU (0.053) = 103.9 Н·м;
МU (0.0997) = 45.56 Н·м;
3) 0.0997 ? х ? 0.1234 мм;
МU (0.0997) = 3.74 Н·м;
МU (0.1234) = 0.
Определение крутящих моментов:
0.053 ? х ? 0.0997 мм
Мкр = Т3 = 129.82 Н·м;
Определение приведенных моментов:
На основе 3-й гипотезы прочности определяем приведенный момент по формуле:
Мпр = (МU2 + (б·Т)2)?;
где б - коэффициент, учитывающий различие в характеристиках циклов напряжений изгиба и кручения, б = [у-1]/[у0] для нереверсивной передачи.
[у-1] - допускаемое знакопеременное напряжение для вала,
[у-1] = 65 МПа [Л5.табл. 1.2].
[у0] - допускаемое пульсирующее напряжение для вала,
[у0] = 110 МПа [Л5.табл. 1.2].
б = 65/110 = 0.59;
1) 0 ? х ? 0.053 мм;
Мпр.(0) = 0 Н·м;
Мпр.(0.053) = (103.92 + (0.59·129.82)2)1/2 = 129.08 Н·м;
2) 0.053 ? х ? 0.0997 мм;
Мпр.(0.053) = 115.421 Н·м;
Мпр.(0.0997) = 89.12 Н·м;
3) 0.0997 ? х ? 0.1234 мм;
Мпр.(0.0997)= 76.68 Н·м;
Мпр.(0.1234) = 0 Н·м.
По результатам вычислений строим эпюры моментов в горизонтальной плоскости, вертикальной, суммарного изгибающего момента, крутящих моментов.
Эпюры моментов на промежуточном валу
Проверка запаса прочности промежуточного вала:
Исходя из эпюры приведенного момента, опасное напряжение возникает под цилиндрической шестерней, вал ослаблен шпоночным пазом.
Определяем коэффициента запаса для нормальных напряжений nу по формуле:
nу = -1/(КуD·а + шу·m)
привод вал редуктор передача
Для валов ослабленных шпоночным пазом:
КуD = Ку/еу
где Ку - коэффициент для валов со шпоночным пазом,
Ку = 1.9 [Л5.табл. 1.5];
еу - масштабный коэффициент еу = 0.8 [Л5.табл. 1.7];
КуD = 1.9/0.8 = 2.375;
а - амплитуда нормальных напряжений изгиба;
а = и = Мu/W0,
где Мu - суммарный изгибающий момент, Мu = 103.9 Н·м;
W0 - осевой момент сопротивления сечения вала,
W0 = 10800 мм3 [Л5.табл. 1.4];
а = 103.9/10800·10-9 = 9.62 МПа,
nу = 300/(2.375 9.62 + 0) = 13.13;
Определяем коэффициента запаса для касательных напряжений n:
n = -1/(КD·а+ш·m),
Для валов ослабленных шпоночным пазом:
КфD = Кф/еф,
где К - коэффициент для валов со шпоночным пазом,
К = 1.7 [Л5.табл. 1.5];
е - масштабный коэффициент е = 0.7 [Л5.табл. 1.7],
КфD = 1.7/0.7 = 2.43;
а - амплитуда касательных напряжений;
фa = фm = ф/2 = Мк/(2·Wс),
где Мк - крутящий момент на промежуточном валу, Мк = 129.82 Н·м;
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала,
Wс = 23050 мм3 [Л5.табл. 1.4],
а = 129.82/(2·23050·10-9)= 2.82 МПа
n = 140/((0.05+2.43)·2.82) = 20.02
Определение общего коэффициента запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения.
n = nф·nу/(nф2+nу2)1/2;
n = 13.13·20.02/(13.132+20.022) = 10.98
Проверка соблюдения условия прочности.
n [n],
где [n] - допускаемый запас прочности, [n] = 1.5 - 5,
Вал по прочности проходит, но запас прочности велик, поэтому принимаем решение изменить марку стали на Ст.20, для которой -1 = 170 МПа, -1 = 100 МПа.
nу = 170/(2.375·9.62) = 7.44,
n = 100/(2.43·2.82) = 14.59;
Общий коэффициент запаса равен:
n = 7.44·14.59/(7.442 + 14.592)1/2 = 6.62
После изменения марки стали коэффициент запаса прочности снизился, но недостаточно. Принимаем решение уменьшить диаметры ступеней вала:
d3 = 40 мм, d2 = d3 - 5 мм = 35 мм, d1 = d2 - 5 мм = 30 мм.
После уменьшения диаметров ступеней вала получаем:
W0 - осевой момент сопротивления сечения вала,
W0 = 5510 мм3 [Л5.табл. 1.4];
а = 103.9/5510·10-9 = 18.86 МПа,
nу = 170/(2.375·18.86 + 0) = 3.79;
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала,
Wс = 11790 мм3 [Л5.табл. 1.4],
а = 129.82/(2·11790·10-9)= 5.5 МПа
n = 100/(2.43·5.5) = 7.48
Определение общего коэффициента запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nф·nу/(nф2+nу2)1/2;
n = 3.79·7.48/(3.792+7.482) = 3.38
Проверка соблюдения условия прочности.
n [n],
где [n] - допускаемый запас прочности, [n]=1.5-5,
Условие выполняется: 3.38 [5]
Промежуточный вал подобран с допускаемым запасом прочности.
Тихоходный вал
Из компоновки получаем: а = 53.5 мм, b = 71 мм, c = 0.155 мм.
На данный вал действуют следующие силы Ftц = 3464.42 Н, Frц = 1260.95 Н, Fм = 987.93 Н.
Для определения реакций в опорах рассматриваем вал как статически определимую балку, лежащую на двух опорах, нагруженную внешними силами.
Действие всех внешних сил приводим к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной). Применив основные уравнения статики, определяем опорные реакции в горизонтальной и вертикальной плоскостях.
Схема тихоходного вала
Рисунок 5
Вращение вала со стороны колеса против часовой стрелки.
Определяем реакции опор в вертикальной плоскости (ZOX):
?МА = 0;
- Frц·0.0535 + ZB·0.1245 = 0,
ZB = Frц·0.0535 /0.1245= 541.85 H;
?МB = 0;
Frц·0.071 - ZА·0.1245= 0,
ZА = Frц·0.071 /0.1245= 719.12 H;
Проверка ? FZ = 0;
Frц - ZА - ZB = - 541.85 + 1260.95 - 719.12 = 0 (верно)
Определяем реакции в горизонтальной плоскости (YOX):
?МА = 0;
YВ·0.1245 + Ftц·0.0535 - FМ·0.2795 = 0;
YB = (-Ftц·0.0535 + FМ·0.2795)/ 0.1245 = 729.16 Н;
?МВ = 0;
YА·0.1245 - Ftц·0.071 - FМ·0.155 = 0;
YА = 3205.62 Н;
Проверка ?Fу = 0;
YА - Ftц - YB + FМ = 0,
3205.62 - 3464.42 - 729.16 + 987.93 = 0;
Построение эпюр. Определение опасного сечения:
Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости Мxz, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.0535 мм;
М(х) = - ZА·x;
М(0) = 0,
М(0.0535) = -38.47 Н·м;
2) 0.0535 ? х ? 0.1245 мм;
М(х) = - ZА·x + Frц·(x-0.0535);
М(0.0535) = -38.47 Н·м,
М(0.1245) = 0;
3) 0.1245 ? х ? 0.2795 мм;
М(х) = - ZА·x + Frц·(x-0.0535) - ZB·(x-0.1245);
М(0.1245) = 0;
М(0.2795) = 0.
Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости Мxy, Н·м:
1) 0 ? х ? 0.0535 мм;
М(х) = YА·x,
М(0) = 0,
М(0.0535) = 171.5 Н·м;
2) 0.0535 ? х ? 0.1245 мм;
М(х) = YА·x - Ftц·(х-0.0535);
М(0.0535) =171.5Н·м,
М(0.1245) = 153.12 Н·м;
3) 0.1245 ? х ? 0.2795 мм;
М(х) = YА·x - Ftц·(х-0.0535) - YB·(x-0.1245),
М(0.1245) = 153.12 Н·м,
М(0.2795) = 0.
Определение суммарного изгибающего момента:
МU(х)= (Мхy2 + Мxz2)1/2;
1) 0 ? х ? 0.0535 мм;
МU(0) = 0;
МU (0.0535) = 175.76 Н·м;
2) 0.0535 ? х ? 0.1245 мм;
МU (0.0535) = 175.76 Н·м;
МU (0.1245) = 153.12 Н·м;
3) 0.1245 ? х ? 0.2795 мм;
МU (0.1245) = 153.12 Н·м;
МU (0.2795) = 0.
Определение крутящих моментов:
0.0535 ? х ? 0.2795 мм
Мкр = Т4 = 493.68 Н·м;
Определение приведенных моментов:
На основе 3-й гипотезы прочности определяем приведенный момент по формуле:
Мпр = (МU2 + (б·Т)2)?;
где б - коэффициент, учитывающий различие в характеристиках циклов напряжений изгиба и кручения, б = [у-1]/[у0] для нереверсивной передачи.
[у-1] - допускаемое знакопеременное напряжение для вала,
[у-1] = 65 МПа [Л5.табл. 1.2].
[у0] - допускаемое пульсирующее напряжение для вала,
[у0] = 110 МПа [Л5.табл. 1.2].
б = 65/110 = 0.59;
1) 0 ? х ? 0.0535 мм;
Мпр.(0) = 0;
Мпр.(0.0535) = 340.19 Н·м;
2) 0.0535 ? х ? 0.1245 мм;
Мпр.(0.0535 ) = 340.19 Н·м;
Мпр.(0.1245) = 329.06 Н·м;
3) 0.1245 ? х ? 0.2795 мм;
Мпр.(0.1245) = 329.06 Н·м;
Мпр.(0.2795) = 291.27 Н·м.
По результатам вычислений строим эпюры моментов в горизонтальной плоскости, вертикальной, суммарного изгибающего момента, крутящих моментов.
Проверка запаса прочности тихоходного вала:
Исходя из эпюры приведенного момента, опасное напряжение возникает под подшипником там, где действует максимальный момент.
Определяем коэффициента запаса для нормальных напряжений nу для стали Ст.40, для которой -1 = 300 МПа, -1 = 140 МПа.
nу = -1/(КуD·а + шу·m)
Для валов ослабленных шпоночным пазом:
КуD = Ку/еу;
Ку = 1.9, еу = 0.76,
КуD = 1.9/0.76 = 2.5;
а = и = Мu/W0,
Мu = 175.76 Н·м, W0 = 30200 мм3,
а = 175.76/30200·10-9 = 5.82 МПа,
nу = 300/(2.5·5.82 + 0) = 20.62;
Определяем коэффициента запаса для касательных напряжений n:
n = -1/(КD·а+ш·m),
Для валов ослабленных шпоночным пазом:
КфD = Кф/еф,
К = 1.7, е = 0.66,
КфD = 1.7/0.66 = 2.57;
фa = фm = ф/2 = Мк/(2·Wс),
Мк = 493.68 Н·м; Wс = 63800 мм3,
а = 493.68/(2·63800·10-9)= 3.87 МПа,
n = 140/((0.05+2.57)·3.87) = 13.8МПа
Определение общего коэффициента запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nф·nу/(nф2+nу2)1/2;
n = 20.62·13.8/(20.622+13.82) = 11.47
Проверка соблюдения условия прочности.
n [n],
где [n] - допускаемый запас прочности, [n] = 1.5 - 5,
Вал по прочности проходит, но запас прочности велик, поэтому принимаем решение изменить марку стали на Ст.20, для которой -1 = 170 МПа, -1 = 100 МПа.
nу = 170/(2.5 ·5.82) = 11.68,
n = 100/2.57 3.87 = 10.05;
Общий коэффициент запаса равен:
n = 11.68·10.05/(11.682 + 10.052)1/2 = 7.6
После изменения марки стали коэффициент запаса прочности снизился, но недостаточно. Принимаем решение уменьшить диаметры ступеней вала:
d3 = 60 мм, d2 = d3 - 10 мм = 50 мм, d1 = d2 - 10 мм = 40 мм.
После уменьшения диаметров ступеней вала получаем:
W0 - осевой момент сопротивления сечения вала,
W0 = 18760 мм3 [Л5.табл. 1.4]; а = 175.76/18760·10-9 = 9.37 МПа,
nу = 170/(2.5·9.37 + 0) = 7.26МПа;
Wс - полярный момент сопротивления сечения вала,
Wс = 40000 мм3 [Л5.табл. 1.4],
а = 493.68/(2·40000·10-9)= 6.17 МПа
n = 100/(2.43·6.17) = 6.67
Определение общего коэффициента запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nф·nу/(nф2+nу2)1/2;
n = 7.26·6.67/(7.262+6.672) = 4.9
Условие выполняется: 4.9 [5]
Тихоходный вал подобран с допускаемым запасом прочности.
4.3 Подбор и проверочный расчет подшипников
Расчет подшипников быстроходного вала
Проверяем подшипники 7209 ГОСТ 27365-87, d = 45 мм, D = 85 мм, T = 21 мм, c = 16 мм, b = 19 мм, Cr = 42.7 кН, Cor = 33.4 кН, e = 0.41, Y = 1.45.
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrp,Н с базовой Cr,Н и базовой долговечности L10h,ч с требуемой Lh,ч по условиям:
Crp ? Cr и L10h ? Lh.
Cгр= RE·(573·щ·Lh·10-6)1/m,
где: RE - эквивалентная динамическая нагрузка;
- угловая скорость ступени, = 62.29 с-1;
m - для конических однорядных подшипников m=3.33;
Lh - расчётный срок службы подшипника, Lh = 20080 - 0.2·20080 = 16064 ч;
L10h = 106/(573·щ)·(Сr/RE)m,
Cr - базовая динамическая грузоподъёмность, Сr = 42700 Н;
Эквивалентная динамическая нагрузка RE учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.
Каждый подшипник вала испытывает свою осевую нагрузку, поэтому c целью определения наиболее нагруженной опоры рассчитываем эквивалентную динамическую нагрузку для каждого подшипника.
Принимаем значения RA и Rr согласно произведенным ранее расчетам:
FA= 220.13 H;
Rr1 = (ZВ2 + YВ2)1/2 = 2409.94 H;
Rr2 = (ZА2 + YА2)1/2 = 3330.25 H;
Коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,4 для конических однорядных подшипников. Коэффициент влияния осевого нагружения е = 0.41, и коэффициент осевой нагрузки Y = 1.45 - выбираются по каталогу.
Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:
Rs1 = 0.83·e·Rr1 = 0.83·0.41·2409.94 = 820.1 H;
Rs2 = 0.83·e·Rr2 = 0.83·0.41·3330.25 = 1133.28 H;
Определим осевые нагрузки подшипников:
Ra2 = Rs2= 1133.28H,
Ra1 = Rs2 - FA= 1133.28 - 220.13 = 913.15 H
Вычислим отношения:
Ra1/Rr1= 913.15/2409.94 = 0.39 < e
Ra2/Rr2= 1133.28/3330.25 = 0.34 < e
Учитывая вышеприведённые расчёты, выбираем формулу для расчёта, т.к. Ra1/Rr1 меньше e, то:
RE1 = V·Rr·Kб·KT
где Кб - коэффициент безопасности, для редукторов Кб = 1,2;
Кт - температурный коэффициент, Кт = 1;
V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1,
RE1 =1·2409.94·1.2·1 = 2891.928H,
т.к. Ra2/ Rr2 меньше e, то:
RE2 =1·3330.25·1.2·1= 3996.3 H.
Из расчетов видно, что более нагруженным является второй подшипник, дальнейший расчет ведем по нему.
Cгр = 3996.3·(573·62.29·16064·10-6)1/3,3.3 = 26916.24 Н,
Условие выполняется: 26916.24 < 42700, подшипник рабочие нагрузки выдерживает.
L10h = 106/(576·62.29)·(42700/3996.3)3,3.3 = 74295.51 ч
74295.51 > 16064 ч, условие выполняется.
Расчет подшипников промежуточного вала
Проверяем подшипники 7207 ГОСТ 27365-87, d = 35 мм, D = 72 мм, T = 18.5 мм, c = 15 мм, b = 17 мм, Cr = 35.2 кН, Cor = 26.3 кН, e = 0.37, Y = 1.62.
Проверку подшипников производим аналогично быстроходному валу.
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrp,Н с базовой Cr,Н и базовой долговечности L10h, ч с требуемой Lh,ч по условиям:
Crp ? Cr и L10h ? Lh.
Угловая скорость промежуточного вала = 26.65 с-1,
Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника 7207 Сr = 35.2 кН;
Принимаем значения RA и Rr согласно произведенным ранее расчетам:
FA = 550.36 H;
Rr2 = 1962.37 H;
Rr1 = 157.71 H;
Коэффициент радиальной нагрузки Х = 0,4 для конических однорядных подшипников. Коэффициент влияния осевого нагружения е = 0.37 и коэффициент осевой нагрузки Y = 1.62 - выбираются по каталогу.
Определим осевые составляющие радиальных нагрузок:
Rs2 = 0.83·0.37·1962.37 = 602.64 H;
Rs1 = 0.83·0.37·157.71 = 48.43 H;
Определим осевые нагрузки подшипников:
Ra1 = Rs2 - Fa= 602.64 - 550.36 = 52.28 H,
Ra2 = Rs2 = 602.64H
Вычислим отношения:
Ra1/Rr1= 52.28/157.71 = 0.33 < e
Ra2/Rr2= 602.64/1962.37 = 0.31 < e
Учитывая вышеприведённые расчёты, выбираем формулу для расчёта RE, т.к. Ra1/ Rr1 меньше e, то:
RE = V·Rr·Kб·KT,
RE1 = 1·157/71·1.2·1 = 189.252 H,
т.к. Ra2/ Rr2 больше e, то:
RE2 = 1 1962.37 1.2 1 = 2354.84 Н.
Из расчетов видно, что более нагруженным является второй подшипник, дальнейший расчет ведем по нему.
Cгр = 2354.84·(573·26.65·16064·10-6)1/3,33 = 12291.09 Н,
Условие выполняется: 12291.09 < 35200, подшипник рабочие нагрузки выдерживает.
L10h = 106/(573·26.65)·(35200/2354.84)3,33 = 533953.89 ч;
533953.89 > 16064 ч, условие выполняется.
Расчет подшипников тихоходного вала
Проверяем подшипники 211 ГОСТ 8338-75, d = 55 мм, D = 100 мм, В = 21 мм, Cr = 43.6 кН, Cor = 25 кН, (лёгкая серия).
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности Сrp,Н с базовой Cr,Н и базовой долговечности L10h,ч с требуемой Lh,ч по условиям:
Crp ? Cr и L10h ? Lh.
Угловая скорость тихоходного вала = 6.66 с-1,
Базовая динамическая грузоподъёмность подшипника 211 Сr = 43.6 кН;
Принимаем значения RA и Rr согласно произведенным ранее расчетам:
FA= 0 H;
Rr1 = 3285.29 H;
Rr2 = 908.45 H;
Расчет эквивалентной нагрузки RE выполняется только для подшипника с большей радиальной нагрузкой Rr, то есть для первого подшипника.
Определим отношение:
Ra/Rr1 = 0/3285.29 = 0,
Определим коэффициенты e и Y по отношению:
Ra/Сor = 0,
e = 0.19, Y = 2.3 [Л5.табл. 2.2];
По результату сопоставления Ra/V·Rr1 с е выбираем соответствующую формулу для определения эквивалентной динамической нагрузки RE:
Ra/V·Rr1 < е,
0 < 0.19,
RE1 = V·Rr·Kб·KT,
RE1 = 1·3285.29·1.2·1 = 3942.35 H;
Cгр = 3942.35·(573·6.66·16064·10-6)1/3 = 15544.71 Н,
Условие выполняется: 15544.71 < 43600, подшипник рабочие нагрузки выдерживает.
L10h = 106/(573·6.66)·(43600/3942.35)3 = 354458.24 ч
354458.24 > 16064 ч, условие выполняется.
4.4 Смазка редуктора
Смазывание зубчатого зацепления:
Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким картерным маслом непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0.3 до 12.5 м/с.
Выбор сорта масла:
Сорт масла находим в соответствии с ГОСТ 17479.4 - 87 в зависимости от окружной скорости зубчатой передачи и величины контактных напряжений (в нашем случае: х = 1.6 м/с, [у]н до 600 МПа). Выбираем масло И-Г-А-68 с кинематической вязкостью при 400С 61?75 сСт(мм2/с).
Определение количества масла:
При смазывании окунанием объем масляной ванны V определяем из расчета 0,4…0,8 л на 1кВт передаваемой мощности.
V = 0.6·Nд.с.,
V = 0.6·3.88 = 2.328 л.
Определение уровня масла:
В коническо-цилиндрических редукторах в масляную ванну должно быть погружено цилиндрическое колесо на 0.25 радиуса колеса, поэтому примем в нашем редукторе, глубину погружения hм = 78.12 мм.
Расстояние от dа2 цилиндрического колеса до дна редуктора:
У> 4Х,
у = 52.7 мм;
Контроль уровня масла:
Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями. Для нашего редуктора применим жезловый указатель, диаметр резьбы которого М12х1.25.
Слив масла:
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач, с течением времени оно стареет, его свойства ухудшаются, поэтому масло периодически меняют: для этой цели в корпусе редуктора предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой, с цилиндрической или конической резьбой. Для слива масла установим непосредственно у днища корпуса сливную пробку и предусмотрим уклон днища 1:100. В непосредственном месте установки сливной пробки делаем канавку.
Для нашего редуктора возьмем пробку с цилиндрической резьбой со следующими параметрами: диаметр резьбы М16х1.5, диаметр под ключ D1 = 21.9 мм, длина пробки L = 26 мм, D = 25 мм, l = 13 мм, b = 3 мм, t = 1.9 мм под пробку ставится уплотнение со следующими параметрами: D2 = 28 мм, диаметр отверстия d2 = 16 мм, В2 = 3 мм [Л1.Табл. 10.30].
Отдушины:
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса, что приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость редуктора сообщают с внешней средой путём установки пробки-отдушины с внутренним отверстием. В нашем редукторе применим ручку-отдушину со следующими параметрами: диаметр резьбы М12х1.75, диаметр головки D1 = 32 мм, длина отдушины L = 40 мм, l = 12 мм, b = 5.5 мм, D = 20 мм [Л1.Рис. 10.68].
Подобные документы
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет. Определение коэффициента полезного действия привода передачи. Разбивка передаточного числа привода по ступеням. Частота вращения приводного вала. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
задача [100,5 K], добавлен 11.12.2010Кинематический расчет привода, определение мощности и частоты вращения двигателя, передаточного числа привода и его ступеней, силовых параметров. Выбор материала, расчет зубчатой конической передачи, открытой клиноременной передачи, компоновка редуктора.
курсовая работа [3,0 M], добавлен 27.06.2010Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности электродвигателя. Определение общего передаточного числа привода и вращающих моментов. Выбор материала для изготовления зубчатых колес. Проектный расчет валов редуктора и шпоночного соединения.
курсовая работа [654,1 K], добавлен 07.06.2015Кинематический расчет силового привода. Определение передаточного числа для закрытой и открытой передачи. Оценка вращающего момента на валу электродвигателя. Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора. Анализ прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 10.03.2013Определение расчетной мощности электродвигателя, передаточного числа привода. Расчет мощностей, передаваемых валами привода, и крутящих моментов. Проектный расчет тихоходной и конической зубчатых передач, подшипников вала по статической грузоподъемности.
курсовая работа [190,2 K], добавлен 08.09.2010Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням. Расчет зубчатых колес. Геометрические параметры быстроходного вала. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Подбор подшипников и шпонок для валов. Выбор смазки и сборка редуктора.
курсовая работа [608,3 K], добавлен 03.02.2016Определение потребной мощности и выбор электродвигателя. Расчет подшипников и шпоночного соединения. Выбор редуктора и подбор муфт. Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач. Расчет вала на статическую прочность.
курсовая работа [2,9 M], добавлен 13.09.2009Энерго-кинематический расчет привода, выбор схемы привода, редуктора и электродвигателя. Расчет значения номинальной частоты вращения вала двигателя. Выбор параметров передач и элементов привода. Определение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.
методичка [3,4 M], добавлен 07.02.2012Кинематический расчет привода редуктора. Выбор и проверка электродвигателя с определением передаточного числа привода и вращающих моментов на валах. Расчет закрытой цилиндрической передачи привода. Выбор материала зубчатых колес и допускаемых напряжений.
курсовая работа [377,6 K], добавлен 16.04.2011Кинематическая схема привода цепного конвейера. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода. Проектный расчет зубчатых передач. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жесткость.
курсовая работа [1,0 M], добавлен 26.01.2023