Проектирование привод для барабанной сушилки
Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической зубчатой передачи. Расчет открытой зубчатой передачи. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Эскизная компоновка и проверочный расчёт валов. Определение коэффициента запаса прочности.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 29.12.2013 |
| Размер файла | 1,1 M |
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/
Содержание
Реферат
Введение
1. Кинематический расчет
1.1 Задача
1.2 Расчетная схема
1.3 Данные для расчета
1.4 Условия расчета
1.5 Выбор двигателя
1.6 Определение передаточных отношений
1.7 Силовые, скоростные параметры на валах
1.8 Вывод
2. Расчет быстроходной косозубой цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Задача
2.2 Расчетная схема
2.3 Данные для расчета
2.4 Условие расчета
2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
1. 6 Проектный расчет передач
2.7 Проверочный расчет передачи
2.8 Вывод
3. Расчет тихоходной косозубой цилиндрической зубчатой передачи
3.1 Задача
3.2 Расчетная схема
3.3 Данные для расчета
3.4 Условие расчета 20
3.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений 20
3.6 Проектный расчет передачи
3.7 Проверочный расчет передачи
3.8 Вывод
4. Расчет открытой зубчатой передачи
4.1 Задача
4.2 Расчетная схема
4.3 Данные для расчета
4.4 Условие расчета
4.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
4.6 Вывод
5. Ориентировочный расчет валов
5.1 Задачи
5.2 Расчетные схемы
5.3Данные
5.4 Условия расчета
5.5 Расчет быстроходного вала
5.6 Расчет промежуточного вала
5.7 Расчет тихоходного вала
5.8 Вывод
6. Эскизная компановка
6.1 Цель
6.2Данные для компановки
6.3 Условие компановки
7. Проверочный расчёт валов
7.1 Цель
7.2 Расчётная схема
7.3 Данные
7.4 Условия
7.5 Построение эпюр быстроходного вала
7.6 Построение эпюр промежуточного вала
7.7 Определение коэффициента запаса прочности в опасных сечениях для промежуточного вала
7.8 Построение эпюр тихоходного вала
7.9 Вывод
8. Подбор и проверка подшипника качения и скольжения
8.1 Цель
8.2 Расчётная схема
8.3 Данные
8.4 Условие
8.5 Подбор подшипника
8.6 Расчёт подшипника
8.7 Вывод
9. Шпоночные соединения
9.1 Задача
9.2 Расчетная схема
9.3 Данные
9.4 Условия расчета
9.5 Подбор соединения
9.6 Расчет
9.7 Вывод
10. Муфты
11. Смазка
Заключение
Список литературы
зубчатая передача расчет вал
Реферат
В данном проекте представлены результаты разработки редуктора, спроектированного в соответствии с техническим заданием.
Курсовой проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части. Записка включает в себя 65 страницы машинописного текста формата А4, 12 таблиц, 13 рисунков, 5 литературных источников. Графическая часть проекта состоит из 2 листов формата А1.
Спроектированный редуктор отвечает требуемым техническим характеристикам, приведенным в задании на курсовой проект, и соответствует всем необходимым стандартам.
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим, понижение числа оборотов. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и определенной машины, либо передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
В данной курсовой работе необходимо спроектировать привод для барабанной сушилки. Данный привод состоит из электродвигателя, муфты и двухступенчатого цилиндрического редуктора.
1. Кинематический расчет
1.1 Задача
Подобрать электродвигатель, разбить передаточные отношения по ступеням и определить силовые и скоростные параметры на валах привода
1.2 Расчетная схема
Рисунок 1. 1 - Схема для расчета привода барабанной сушилки
1.3 Данные для расчета
Таблица 1. 1
Данные для расчета привода пластинчатого конвейера
|
Рвых., кВт |
4, 5 |
|
|
n, об/мин |
140 |
|
|
Цилиндрическая передача I |
косозубая |
|
|
Цилиндрическая передача II |
косозубая |
|
|
Корпус |
Сварной |
|
|
Рама |
Литая |
|
|
Муфта |
МУВП |
1.4 Условия расчета
Двигатель подбираем по требуемой мощности и рекомендуемым оборотам. Передаточное отношение разбиваем согласно рекомендуемых диапазонов.
1.5 Выбор двигателя
Требуемую мощность электродвигателя определяют на основании исходных данных. Если указана мощность Рвых.. кВт, отнесенная к ведомому валу, то необходимая мощность электродвигателя
, кВт (1. 1)
где - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД;
-мощность на выходе (из задания), кВт.
, (1. 2)
- коэффициент полезного действия (КПД), пары подшипников
=0, 99 (таблица 1. 1 [1]) ;
-коэффициент полезного действия (КПД), конической зубчатой передачи =0, 96 (таблица 1. 1 [1]) ;
-коэффициент полезного действия (КПД), цилиндрической зубчатой передачи =0, 97 (таблица 1. 1 [1]).
кВт
По найденному значению мощности Ртр., кВт выбирают, как правило, асинхронный электродвигатель трехфазного тока. Выбираем электродвигатель (приложение П3 с. 390 [1]). Электродвигатель серии 4А. Исполнение закрытое обдуваемое. Электродвигатель типоразмера 100L2. Номинальная мощность 5, 5 кВт и число оборотов 2880об/мин.
1.6 Определение передаточных отношений
Общее передаточное число привода, определяем по формуле
(1. 3)
где nдв - частота вращения двигателя, об/мин;
nвых - частота вращения вала на выходе, об/мин.
Определяем передаточное число редуктора.
Передаточное число открытой передачи примем iо. п. =2, 5, тогда передаточное число редуктора iред, определим по формуле
(1. 4)
Подставляя значения в формулу 1. 4, получим
Разбиваем передаточное число редуктора по ступеням.
Принимаем передаточное число тихоходной передачи равной 2, 5
Передаточное число быстроходной передачи iб. п, определим по формуле
(1. 5)
Подставляя необходимые значения в формулу 1. 5, получим
Принимаем передаточное число быстроходной передачи iб. п=3, 3.
1.7 Силовые, скоростные параметры на валах
Мощность
По выходной мощности Рвых. кВт, определяем мощность на каждом валу.
РIV=, кВт
где РIV - мощность на валу барабана, кВт;
Рвых. - выходная мощность, кВт;
кВт
РIII= (1. 6)
где РIII - мощность на выходном валу, кВт;
кВт
РII=
где РII - мощность на 2 валу, кВт;
кВт
PI=
где РI - мощность на 1 валу, кВт;
кВт
Мощность на I валу соответствует требуемой мощности.
2. Число оборотов каждого вала n, об/мин, определяется по формуле (с. 8 [2]).
nдв. = nIв. =2880 об/мин
nII в. =, (1. 7)
где nI - число оборотов на I валу, об/мин,
i - передаточное число быстроходной передачи;
об/мин
nIII в. = , (1. 8)
где nII - число оборотов на II валу, об/мин,
i - передаточное число тихоходной передачи;
об/мин
nIV в. = (1. 9)
где nIV - число оборотов на III валу, об/мин,
i - передаточное число открытой зубчатой передачи;
об/мин
Число оборотов на валу nIV?nтр. Условие проектирования (задания) выполнено.
Угловую скорость каждого вала определяем по формуле
, с-1 (1. 10)
где n -число оборотов на соответственном валу, об/мин.
Угловая скорость на I валу равна
с-1
Угловая скорость на II валу равна
с-1
Угловая скорость на III валу равна
с-1
Угловая скорость на IV валу равна
с-1
Крутящий момент на валах определяем по формуле
, Н·м (1. 11)
где Р - мощность соответствующего вала, кВт
щ- угловая скорость соответствующего вала, с-1.
Крутящий момент на валах
, Н·м
Н·м
Крутящий момент на I валу равен
Н·м
Крутящий момент на II валу равен
, Н·м
Н·м
Крутящий момент на III валу равен
, Н·м
Н·м
Крутящий момент на IV валу равен
, Н·м
Н·м
Все расчеты для удобства записываем в сводную таблицу
Таблица 1. 1
Скоростные параметры привода
|
№ вала |
Р, кВт |
n, об/мин. |
щ, с-1 |
Т, Н·м |
I |
|
|
I |
5, 17 |
2880 |
301, 44 |
17, 15 |
||
|
II |
4, 93 |
872, 7 |
91, 34 |
53, 97 |
||
|
III |
4, 67 |
349 |
36, 53 |
127, 84 |
||
|
IV |
4, 5 |
140 |
14, 65 |
307, 17 |
1.8 Вывод
Р в приводе уменьшилось не значительно из-за потерь в подшипниках. Число оборотов и угловая скорость в приводе сильно уменьшились из-за небольших передаточных отношений.
2. Расчет быстроходной косозубой цилиндрической зубчатой передачи
2.1 Задача
Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.
2.2 Расчетная схема
Рисунок 2. 1 - Расчетная схема зацепления колес
2.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.
Таблица 2. 1
Силовые и скоростные параметры для расчета быстроходной передачи
|
/Параметр |
Р, кВт |
Т, Н·м |
щ, с-1 |
n, об/мин |
i |
|
|
1 вал |
5, 17 |
17, 15 |
301, 44 |
2880 |
3, 3 |
|
|
2 вал |
4, 93 |
53, 97 |
91, 34 |
872, 7 |
2.4 Условие расчета
Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.
2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3. 3 [1]). Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т. О.).
Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринеля выше, чем колеса.
Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки (таблица 3. 3 [1]) ;
колесо-улучшение: НВ 235;
шестерня-улучшение: НВ 260.
Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3. 9 [1])
, МПа (2. 1)
где унlim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 3. 2 [1])
унlim b=2НВ+70, МПа (2. 2)
для шестерни ун1lim b=2·260+70=590н/мм2;
для колеса ун2lim b=2·235+70=540 н/мм2.
- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают = 1
[п]Н - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]Н = 1, 1-1, 2, принимаем [п]Н = 1, 15
[у]н1= МПа
[у]н2=Мпа
Принимаем наименьшее значение [у]н =469, 57 Мпа
Допускаемые напряжения на изгиб определяем по формуле
[у]Fa=1, 03·HB, МПа (2. 3)
[у]F1=1, 03·260=267, 8 МПа
[у]F2=1, 03·235=242, 05 МПа
2.6 Проектный расчет передачи
Важнейшим геометрическим параметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо для определения геометрических параметров колес.
1. Определяем межосевое расстояние по формуле (с. 11 [2]) :
(2. 4)
где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43;
- передаточное число быстроходной передачи;
Т2 - вращающий момент на промежуточном валу редуктора, Н·м;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1 (см. 3. 1, п. 1 [1]) ;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0, 28... 0, 63 - для шестерни, расположенной несимметрично относительно опор принимаем =0, 3 (с. 13 [2]).
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.
=43· (3, 3+1) ·=77, 95 мм
Полученное значение межосевого расстояния округляют в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем =80 мм.
2. Выбирают модуль в интервале m= (0, 01ч0, 02) , по СТ СЭВ 310-76 (в мм)
m= (0, 01ч0, 02) ·80= (0, 8ч1, 6) мм
Модуль принимаем из стандартного ряда (с. 30 [1]) m=1мм
3. Определяем суммарное число зубьев данной передачи по формуле (с. 13 [2]) :
ZУ= (2. 5)
где - межосевое расстояние, мм;
m -модуль передачи, мм;
- угол наклона зубьев, =10є
ZУ=
Полученное значение ZУ округляем в меньшую сторону до целого числа ZУ=157 и определяем действительное значение угла
(2. 6)
где ZУ - суммарное число зубьев передачи.
Действительный угол наклона зубьев =11є35'
Находим число зубьев на шестерни по формуле (с. 14 [2]) :
Z1=, (2. 7)
где - передаточное число промежуточной передачи.
Z1=
Число зубьев на колесе находится по формуле (с. 14 [2]) :
Z2 =ZУ - Z1 (2. 8)
где Z1 - число зубьев шестерни.
Z2 =157-37=120
4. определяем фактическое передаточное число по формуле (с. 18 [2]) :
(2. 9)
где Z2 - число зубьев колеса.
Погрешность при выборе передаточного числа определяем по формуле (с. 18 [2]) :
Дi=% (2. 10)
Дi =% =1, 82%
Погрешность составляет всего 1, 82%, что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.
Определяем диаметры колес (с. 41 [1]).
Делительные диаметры:
шестерни
= мм
колеса
= мм
Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни
da1=d1+2m =37, 71+2·1=39, 71 мм
df1=d1-2, 5m = 37, 71-2, 5·1 = 35, 21мм
колеса
da2=d2+2m =122, 29+2·1 =124, 29 мм
df2=d2-2, 5m = 122, 29-2, 5·1=119, 79 мм
Определяем ширину шестерни и колеса.
Ширину колеса находим по формуле (с. 41 [1]) :
b2=·,
где - межосевое расстояние, мм;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0, 28... 0, 63 - для шестерни, расположенной несимметрично относительно опор, принимаем =0, 3 (с. 13 [2]).
b2=80·0, 3 =24 мм
Ширина шестерни больше на (3ч8) мм чем у колеса
b1= b2+ (3ч8) =24+4=28 мм.
2.7 Проверочный расчет передачи
Определяем точность найденных диаметров по межосевому расстоянию
(2. 11)
мм
Таким образом, найденные диаметры определены, верно.
Определяем силы в зацеплении:
Окружная сила направлена по касательной в точки касания колеса и шестерни.
(2. 12)
где Т2 - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;
d2 - делительный диаметр шестерни, мм.
Н
Радиальная сила направлена к центру окружности и определяется по формуле (с. 19 [2]) :
(2. 13)
где б - угол между геометрической суммой радиальной и осевой силами,
в- угол наклона зубьев, tg в=0, 364.
Н
Осевая сила направлена вдоль оси и находится по формуле (с. 19 [2]) :
(2. 14)
Н
Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство
Для колеса
(2. 15)
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. (с. 15 [2]), =1;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с. 16 [2]), =1, 2;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с. 16 [2]),
=1, 25;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба,
=;
- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 61.
Мпа
Для шестерни
(2. 16)
где - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 61;
- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 88;
- напряжение изгиба на колесе, Мпа.
Мпа
Так как [у]F1=267, 8 МПа, [у]F2=242, 05 МПа и уF1=196, 5 МПа, уF2=182, 82 МПа, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.
Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.
где , , -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1, =1, =1.
=423, 86 МПа
Определяем, как нагружены колеса:
% =9, 73%
Колеса недогружены на 9, 73%.
2.8 Вывод
При определении погрешности передаточного числа, получили Дi= 1, 82%, что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.
Так как [у]F1=267, 8 МПа, [у]F2=242, 05 МПа и уF1=196, 5 МПа, уF2=182, 82 МПа то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.
В результате расчетов определили, что 9, 73% недогрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5% перегрузки и 10% недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.
В результате проверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевому расстоянию.
3. Расчет тихоходной косозубой цилиндрической зубчатой передачи
3.1 Задача
Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.
3.2 Расчетная схема
Рисунок 3. 1 - Расчетная схема зацепления колес
3.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.
Таблица 3. 1
Силовые и скоростные параметры для расчета тихоходной передачи
|
/Параметр |
Р, кВт |
Т, Н·м |
щ, с-1 |
n, об/мин |
i |
|
|
2 вал |
4, 93 |
53, 97 |
91, 34 |
872, 7 |
2, 5 |
|
|
3 вал |
4, 67 |
127, 84 |
36, 53 |
349 |
3.4 Условие расчета
Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.
3.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3. 3 [1]). Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т. О.).
Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринеля выше, чем колеса.
Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки таблица 3. 3 [1]) ;
колесо-улучшение: НВ 235;
шестерня-улучшение: НВ 260.
Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле (3. 9 [1])
, МПа (3. 1)
где унlim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов (таблица 3. 2 [1])
унlim b=2НВ+70, МПа (3. 2)
для шестерни ун1lim b=2·260+70=590н/мм2;
для колеса ун2lim b=2·235+70=540 н/мм2.
где - коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают = 1
[п]Н - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают [п]Н = 1, 1-1, 2, принимаем [п]Н = 1, 15
[у]н1= МПа
[у]н2=Мпа
Принимаем наименьшее значение [у]н =469, 57 Мпа
Допускаемые напряжения на изгиб определяем по формуле
[у]Fa=1, 03·HB, МПа (3. 3)
[у]F1=1, 03·260=267, 8 МПа
[у]F2=1, 03·235=242, 05 МПа
3.6 Проектный расчет передачи
Важнейшим геометрическим параметром редуктора является межосевое расстояние, которое необходимо для определения геометрических параметров колес.
1. Определяем межосевое расстояние по формуле (с. 11 [2]) :
(3. 4)
где - вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач =43;
- передаточное число быстроходной передачи;
Т2 - вращающий момент на промежуточном валу редуктора, Н·м;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев = 1 (см. 3. 1, п. 1 [1]) ;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0, 28... 0, 63 - для шестерни, расположенной несимметрично относительно опор принимаем =0, 3 (с. 13 [2]).
- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм2.
=43· (2, 5+1) ·=101, 738 мм
Полученное значение межосевого расстояния округляют в большую сторону до стандартного по СТ СЭВ 310-76: 40, 50, 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 220, 250, 280, 315 мм. Принимаем =100 мм.
2. Выбирают модуль в интервале m= (0, 01ч0, 02) , по СТ СЭВ 310-76 (в мм)
m= (0, 01ч0, 02) ·100= (1ч2) =2мм
Модуль принимаем из стандартного ряда (с. 30 [1]) m=2мм
3. Определяем суммарное число зубьев данной передачи по формуле (с. 13 [2]) :
ZУ= (3. 5)
где - межосевое расстояние, мм;
m -модуль передачи, мм;
- угол наклона зубьев, =10є
ZУ=
Полученное значение ZУ округляем в меньшую сторону до целого числа ZУ=99 и определяем действительное значение угла
(3. 6)
где ZУ - суммарное число зубьев передачи.
Действительный угол наклона зубьев =8є6'
Находим число зубьев на шестерни по формуле (с. 14 [2]) :
Z1=, (3. 7)
где - передаточное число тихоходной передачи.
Z1=
Число зубьев на колесе находится по формуле (с. 14 [2]) :
Z2 =ZУ - Z1 (3. 8)
где Z1 - число зубьев шестерни.
Z2 =99-29=70
4. определяем фактическое передаточное число по формуле (с. 18 [2]) :
(3. 9)
где Z2 - число зубьев колеса.
Погрешность при выборе передаточного числа определяем по формуле (с. 18 [2]) :
Дi=% (3. 10)
Дi =% =3, 6%
Погрешность составляет всего 3, 6%, что позволяет сделать вывод, что передаточное число выбрано верно.
Определяем диаметры колес (с. 41 [1]).
Делительные диаметры:
шестерни
= мм
колеса
= мм
Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни
da1=d1+2m =58, 59+2·2=62, 59 мм
df1=d1-2, 5m = 58, 59-2, 5·2 = 53, 59мм
колеса
da2=d2+2m =141, 41+2·2 =145, 41 мм
df2=d2-2, 5m = 141, 41-2, 5·2=136, 41 мм
Определяем ширину шестерни и колеса.
Ширину колеса находим по формуле (с. 41 [1]) :
b2=·,
где - межосевое расстояние, мм;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0, 28... 0, 63 - для шестерни, расположенной несимметрично относительно опор, принимаем =0, 3 (с. 13 [2]).
b2=100·0, 3 =30 мм
Ширина шестерни больше на (3ч8) мм чем у колеса
b1= b2+ (3ч8) =30+4=34 мм.
3.7 Проверочный расчет передачи
Определяем точность найденных диаметров по межосевому расстоянию
(3. 11)
мм
Таким образом, найденные диаметры определены, верно.
Определяем силы в зацеплении:
Окружная сила направлена по касательной в точки касания колеса и шестерни.
(3. 12)
где Т2 - вращающий момент на 2 промежуточном валу, Н·м;
d2 - делительный диаметр шестерни, мм.
Н
Радиальная сила направлена к центру окружности и определяется по формуле (с. 19 [2]) :
(3. 13)
где б - угол между геометрической суммой радиальной и осевой силами,
в- угол наклона зубьев, tg в=0, 364.
Н
Осевая сила направлена вдоль оси и находится по формуле (с. 19 [2]) :
(3. 14)
Н
Проверяем зубья колес по напряжениям изгиба. Должно выполняться неравенство
Для колеса
(3. 15)
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьям (с. 15 [2]), =1;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (с. 16 [2]), =1, 2;
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба (с. 16 [2]),
=1, 25;
- коэффициент, учитывающий наклон зуба,
=;
- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 61.
Мпа
Для шестерни
(3. 16)
где - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 61;
- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса (с. 16 [2]), =3, 88;
- напряжение изгиба на колесе, Мпа.
Мпа
Так как [у]F1=267, 8 МПа, [у]F2=242, 05 МПа и уF1=141, 63 МПа, уF2=131, 77 МПа, то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.
Проверяем зубья колес по контактным напряжениям.
(3. 17)
где , , -коэффициенты учитывающие распределение нагрузки между зубьями, неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, дополнительные динамические нагрузки, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то =1, =1, =1.
=423, 85 МПа
Определяем, как нагружены колеса:
% =9, 7%
Колеса недогружены на 7, 9%.
3.8 Вывод
При определении погрешности передаточного числа, получили Дi= 3, 6%, что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.
Так как [у]F1=267, 8 МПа, [у]F2=242, 05 МПа и уF1=141, 63 МПа, уF2=131, 77 МПа то колеса прошли проверку по напряжениям на изгиб.
В результате расчетов определили, что 9, 7% недогрузки. Это величина не превышает допустимого значения (5% перегрузки и 10% недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку по контактным напряжениям.
В результате проверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевому расстоянию.
4. Расчет открытой зубчатой передачи
4.1 Задача
Провести проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры и проверить на контакт.
4.2 Расчетная схема
Рисунок 4. 1 - Расчетная схема зацепления колес
4.3 Данные для расчета
Данные для расчета передачи берем из кинематического расчета.
Таблица 3. 1
Силовые и скоростные параметры для расчета тихоходной передачи
|
/Параметр |
Р, кВт |
Т, Н·м |
щ, с-1 |
n, об/мин |
i |
|
|
3 вал |
4, 67 |
127, 84 |
36, 53 |
349 |
2, 5 |
|
|
4 вал |
4, 5 |
307, 17 |
14, 64 |
140 |
4.4 Условие расчета
Проектный расчет ведем на контакт, так как основной вид разрушения закрытых зубчатых передач - поверхностное выкрашивание зубьев в зоне контакта. Проверяем на контакт и изгиб.
4.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений
Материалы для изготовления зубчатых колес подбирают по таблице 3. 3 [1]). Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т. О.).
Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринеля выше, чем колеса.
Примем для колеса и шестерни сталь 45 и вариант термообработки таблица 3. 3 [1]) ;
колесо-улучшение: НВ 186;
шестерня-улучшение: НВ 208.
2. Допускаемое напряжение изгиба, МПа
(4. 1)
где у0Flim b - предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числе циклов перемены напряжений (таблица 2. 2 [5]) ;
- коэффициент долговечности; для открытых передач из-за повышенного износа принимают = 1;
- коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зубьев, для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба, =1;
- коэффициент, учитывающий влияние упрочнения деформационного и электрохимического, при отсутствии деформационного и электрохимического упрочнения =1;
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки =1;
SF - коэффициент безопасности.
По таблице 2. 2 [5] для стали 45 находим у0Flim b=1, 8НВ и SF=1, 76, следовательно предел выносливости
для шестерни у0F1lim b= 1, 8•208=376 МПа;
для колеса у0F1lim b= 1, 8•186=335 МПа.
Тогда
[у]F1=376•1•1•1•1/1, 76=214 МПа
[у]F2=335•1•1•1•1/1, 76=190 МПа
3. Принимаем число зубьев шестерни согласно рекомендациям на странице 15 [5]. Так габариты передачи не ограничены, z1=20, тогда число зубьев колеса z2=z1•i=20•2, 5=50.
4. Определяем коэффициент формы зубьев (таблица 4. 1 [5])
Для шестерни Y1=4, 07 при z1=20
Для колеса Y2=3, 64 при z2=50
5. Сравнительная оценка прочности шестерни и колеса на изгиб.
Для шестерни
Для колеса
Так как <, то следует вести расчет шестерни как более слабого звена.
6. Предварительно выбираем: коэффициент ширины венца колеса при консольном расположении зубчатых колес шbd=0, 4 (таблица 4. 2 [5]) ; коэффициент неравномерности нагрузки КFв=1, 37 (таблица 4. 4[5])
7. Определяем модуль зацепления по прочностной характеристики шестерни
, (4. 2)
где Т1 - крутящий момент на валу шестерни, Н•м;
г - коэффициент, учитывающий уменьшение момента сопротивления опасного сечения зуба из-за износа, примем г=1, 25, так как привод барабанной сушилки без значительных динамических нагрузок и степень износа не оговорена.
Тогда модуль зубьев передачи равен
Принимаем стандартное значение модуля по СТ СЕВ 310-76 из первого ряда m=4 мм.
8. Определяем диаметры делительных окружностей, мм
d=mz, (4. 3)
для шестерни d1=20•4=80 мм
для колеса d2=50•4=200 мм
9. Определяем межосевое расстояние передачи, мм
(4. 4)
мм
Округляем его до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66; =140 мм.
Корректируем числа зубьев шестерни и колеса
ZУ=
Z1=
Принимаем z1=20, тогда Z2 =ZУ - Z1=70-20=50
Уточняем передаточное отношение
Дi=% =
Погрешность составляет 0%, значит передаточное число открытой передачи подобрано очень точно.
10. Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:
диаметры делительных окружностей, мм
d=mz,
для шестерни d1=20•4=80 мм
для колеса d2=50•4=200 мм
Диаметры окружностей вершин и впадин шестерни
da1=d1+2m =80+2•4=88 мм
df1=d1-2, 5m = 80-2, 5·4 = 70мм
колеса
da2=d2+2m =200+2·4 =208 мм
df2=d2-2, 5m = 200-2, 5·4=190 мм
ширина венца
колеса b2=d1·=0, 45•80=36м
шестерни b1= b2+ (3ч8) =36+4=40 мм.
11. Определяем окружную скорость х, м/с зубчатых колес
(4. 5)
12. Вычисляем силы, действующие в зацеплении:
Окружная сила
Радиальная сила
13. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.
Определим расчетные напряжения изгиба в основании зубьев как шестерни, так и колеса, потому что при относительно меньшей прочности сечения зуба шестерни длинее зуба колеса. Следовательно, сравнить прочность зубьев шестерни и колеса сразу сложно.
(4. 6)
где КуF - коэффициент напряжения изгиба КуF=1 для прямозубых передач;
КFх - коэффициент динамической нагрузки КFх=1, 4 для прямозубых колес, при твердости <350 НВ, 9-ой степени точности и скорости х=1, 46 м/с (таблица 4. 6 [5]) ;
b- длина зубьев, м;
m - модуль зацкпления, м.
YF1=4, 07 при z=20
YF2=3, 64 при z=50
Для шестерни
Для колеса
<[у]F1=214 МПа
>[у]F2=190 МПа
Определяем, что зубья шестерни недогружены на
% =8, 88%,
а зубья колеса перегружены на
% =2, 4%,
4.6 Вывод
При определении погрешности передаточного числа, получили Дi= 0%, что позволяет сделать вывод- передаточное число выбрано, верно.
Так как [у]F1=214 МПа, [у]F2=190 МПа и уF1=195 МПа, уF2=194, 5МПа то недогрузка шестерни 8, 88% а, перегрузка колеса 2, 4%. Эти величины не превышают допустимого значения (5% перегрузки и 10% недогрузки), следовательно, колеса прошли проверку на изгиб.
В результате проверочного расчета убедились, что полусумма делительных диаметров равна межосевому расстоянию.
5. Ориентировочный расчет валов
5.1 Задачи
Определить основные размеры валов редуктора предварительно.
5.2 Расчетные схемы
Рисунок 5. 1 - Схемы для расчета быстроходного вала; промежуточного вала; тихоходного вала.
5.3 Данные
Крутящий момент быстроходного вала - 17, 15 Н·м
Крутящий момент промежуточного вала -53, 97 Н·м
Крутящий момент тихоходного вала - 127, 84 Н·м
5.4 Условия расчета
Расчет валов ведем по заниженным допускаемым напряжениям на чистое кручение.
5.5 Расчет быстроходного вала
Расчет быстроходного вала ведется по следующим формулам
где Т- крутящий момент на валу, Н·м;
- диаметр входного конца вала, мм;
- диаметр вала под подшипники, мм;
- диаметр вала под колесо, мм.
мм
Для того чтобы вести дальнейший расчет необходимо выбрать стандартный диаметр входного конца вала под муфту. Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой. Муфта выбирается по диаметру выходного вала двигателя (мм). Тогда =25 мм.
мм
мм
5.6 Расчет промежуточного вала
мм
Так как при расчете значение оказалось меньше, чем значения валов применяемых в практике, то принимаем = 35 мм.
мм.
5.7 Расчет тихоходного вала
мм
Приимаем dв=30мм.
мм
мм
5.8 Вывод
При расчёте быстроходного вала необходимо подобрать диаметр выходного конца вала под муфту. При подборе нужно руководствоваться стандартными значениями диаметров муфт. Для входного конца быстроходного вала подбираем упругую муфту с торообразной оболочкой, так как она больше всего подходит для соединения двигателя и выходного конца вала редуктора.
При расчёте первого промежуточного вала диаметры валов получились маленькими по сравнению с применяемыми в производстве, поэтому мы увеличиваем значение диаметров валов к большему из ближайших стандартных значений.
6. Эскизная компановка
6.1 Цель
Определить расстояние между точками приложения сил на валах.
6.2Данные для компановки
Быстроходная передача (берём из пункта 2. 6) :
=80 мм.
=37, 71 мм
=122, 29 мм
da1=39, 71 мм
df1 =35, 21 мм
da2 =124, 29 мм
df2=119, 79 мм
b1=28 мм.
b2 =24 мм
Тихоходная передача (берём из пункта 3. 6) :
=100 мм.
=58, 59 мм
=141, 41 мм
da1=62, 59 мм
df1 =53, 59 мм
da2 =145, 41 мм
df2=136, 41 мм
b1=34 мм.
b2 =30 мм
Открытая передача (берём из пункта 4. 5) :
=140 мм.
=80 мм
=200 мм
da1=88 мм
df1 = 70мм
da2=208 мм
df2=190 мм
b1=36 мм.
b2 =32 мм
Диаметры валов (берём из пунктов 5. 5 5. 6 5. 7) :
Быстроходный вал:
=25мм
=35мм
=30мм
Промежуточный вал:
=35мм
=30мм
Тихоходный вал:
=30мм
=40мм
=35мм
6.3 Условие компановки
Выполняется графически, расстояния определяются непосредственным замером с компановки.
7. Проверочный расчёт валов
7.1 Цель
Провести проверочный расчёт валов в виде уточнённого расчёта.
7.2 Расчётная схема
Рисунок 7. 1- Схема нагружения колес силами
7.3 Данные
Ft1 = Ft2 =882, 656 Н
Fr1 = Fr2 =327, 41 Н
Fa1 = Fa2 =321, 3 Н
Ft3 = Ft4 =1808, 08 Н
Fr3 = Fr4 =664, 79 Н
Fa3 = Fa4 =658, 14 Н
Ft5 = Ft6 =3198 Н
Fr5 = Fr6 =982, 65 Н
7.4 Условия
Проверочный расчёт производим в виде определения коэффициента запаса прочности в опасных сечениях
7.5 Построение эпюр быстроходного вала
Определение реакций, построение эпюр изгибающих моментов быстроходного вала.
Примем вал за балку, закрепленную с двух концов на подвижно шарнирных опорах. Силы в подшипниках заменим на реакции опор. И рассчитаем изгибающий момент в каждой точке приложения сил.
Определяем реакции опор в плоскости (XoY) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю.
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Проверка:
41, 92-327, 41+285, 49=0
Определяем реакции опор в плоскости (XoZ) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю
Н
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Н
Проверка:
-
-248, 019+882, 656-634, 637=0
Определяем реакции
(7. 1)
(7. 2)
Н Н
Определяем общий изгибающий момент в каждом опасном сечении по формуле
Производим расчет изгибающих моментов для построения эпюр.
Участок 1
0Z87
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=87 мм М=3647, 04 Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=87 мм М=-21577, 65 Н•мм
Участок 2
0Z55
В плоскости ХоУ
Z=0 М=0
Z=55 мм М=9706, 7 Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=55 мм М=-21577, 65 Н•мм
(7. 3)
Н•мм
Рисунок 7. 2 - Эпюры изгибающего момента на быстроходном валу
7.6 Построение эпюр промежуточного вала
Определение реакций, построение эпюр изгибающих моментов промежуточного вала.
Примем вал за балку, закрепленную с двух концов на подвижно шарнирных опорах. Силы в подшипниках заменим на реакции опор. И рассчитаем изгибающий момент в каждой точке приложения сил.
Определяем реакции опор в плоскости (XoY) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю.
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Проверка:
56, 06-664, 79+327, 41+281, 32=0
Определяем реакции опор в плоскости (XoZ) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю
Н
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Н
Проверка:
1533, 1-1808, 08-882, 656+1157, 636=0
Определяем реакции
Н Н
Определяем общий изгибающий момент в каждом опасном сечении по формуле
Производим расчет изгибающих моментов для построения эпюр.
Участок 1
0Z35
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=35 мм М=1962, 1 Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=35 мм М=53658, 5 Н•мм
Участок 2
0Z52
В плоскости ХоУ
Z=0 М=21252, 18 Н•мм
Z=52 мм М=-10401, 78Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=53658, 5 Н•мм
Z=52 мм М=39359, 54Н•мм
Участок 3
0Х34
В плоскости ХоУ
Z=0 М=0 Н•мм
Z=42 мм М=9564, 88Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0 Н•мм
Z=42 мм М=39359, 54 Н•мм
Н•мм
Н•мм
Рисунок 7. 3 - Эпюры изгибающего момента на промежуточном валу
7.7 Определение коэффициента запаса прочности в опасных сечениях для промежуточного вала
Материал вала - сталь 45.
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения.
Коэффициент запаса прочности рассчитываем для опасных сечений (опасным сечением является, то сечение вала, где наибольший изгибающий момент; есть концентратор напряжений; наименьший диаметр вала).
Коэффициент запаса прочности определяем по формуле (6. 17 [1]) :
(7. 4)
где - коэффициент запаса прочности нормальных напряжений, определяется по формуле (6. 18 [1]) :
(7. 5)
где - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистой стали ; (- предел прочности (таблица 3. 3 [1]) =570 Н·мм, тогда Н·мм. - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений =2, 4 (таблица 6. 2 [1]) ;
- масштабный фактор для нормальных напряжений; =0, 88 (таблица 6. 8 [1]) ;
- амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, определяем по формуле (с. 285 [1]) :
(7. 6)
где М - изгибающий момент в данном сечении (из эпюр) ;
момент сопротивления сечения нетто, определяется по формуле:
для концентратора напряжений - шпонка:
(7. 8)
для концентратора напряжений - совпадение с краем шестерни:
(7. 9)
где - коэффициент запаса прочности нормальных напряжений, определяется по формуле (6. 18 [1]) :
(7. 10)
где - предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба; для углеродистой стали ; тогда Н·мм. - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений =1, 7 (таблица 6. 2 [1]) ;
- масштабный фактор для нормальных напряжений; =0, 77 (таблица 6. 8 [1]) ;
- амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении, определяем по формуле (с. 285 [1]) :
(7. 11)
где Мк - крутящий момент в данном сечении (кинематического расчета) ;
W-момент сопротивления сечения нетто, определяется по формуле:
для концентратора напряжений - шпонка:
(7. 12)
для концентратора напряжений - совпадение с краем шестерни:
(7. 13)
- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, =0, 1
(с. 100 [1]).
Предварительный расчет размеров шпонок:
Таблица 7. 1
Расчет шпонок
|
Вал |
d, мм |
l, ст |
T, Н•мм |
b, мм |
h, мм |
t1, мм |
t2, мм |
l, шп мм |
|
|
1 |
25 |
32, 5 |
17 150 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
26 |
|
|
2 |
35 |
45, 5 |
53 970 |
10 |
8 |
5 |
3, 3 |
39 |
|
|
3 |
30 |
39 |
127 840 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
34 |
|
|
40 |
52 |
127 840 |
12 |
8 |
5 |
3, 3 |
45 |
Рассчитываем коэффициент запаса прочности для шестерни:
мм3
=2·4, 21·103 =8, 42·103 мм3
Н/мм2
Н/мм2
Рассчитываем коэффициент запаса прочности для колеса (шпоночный паз) :
мм3
мм3
Н/мм2
Н/мм2
7.8 Построение эпюр тихоходного вала
Определение реакций, построение эпюр изгибающих моментов тихоходного вала.
Примем вал за балку, закрепленную с двух концов на подвижно шарнирных опорах. Силы в подшипниках заменим на реакции опор. И рассчитаем изгибающий момент в каждой точке приложения сил.
Определяем реакции опор в плоскости (XoY) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю.
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Проверка:
-982, 65+468, 78+667, 79-153, 92=0
Определяем реакции опор в плоскости (XoZ) действия сил
Сумма моментов относительно точки А равен нулю
Н
Сумма моментов относительно точки В равен нулю
Н
Проверка:
3198-5573, 5+1808, 08+567, 42=0
Определяем реакции
Н Н
Определяем общий изгибающий момент в каждом опасном сечении по формуле
Производим расчет изгибающих моментов для построения эпюр.
Участок 1
0Z42
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=42 мм М=-41271, 3 Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0
Z=42 мм М=134316 Н•мм
Участок 2
0Z36
В плоскости ХоУ
Z=0 М=-41271, 3
Z=36 мм М=-59766, 72 Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=134316
Z=36 мм М=48798, 12 Н•мм
Участок 3
0Х86
В плоскости ХоУ
Z=0 М=0 Н•мм
Z=86 мм М=-13237, 12Н•мм
В плоскости ХоZ
Z=0 М=0 Н•мм
Z=86 мм М=48798, 12 Н•мм
Н•мм
Рисунок 7. 4 - Эпюры изгибающего момента на тихоходном валу
7.7 Вывод
При уточнённом расчёте мы рассчитывали коэффициент запаса прочности, который позволяет одновременно учитывать как касательные, так и нормальные напряжения на вал. Для того чтобы выполнялось условие прочности, необходимо чтобы [n]= (с. 95[3]). Сравнивая расчётный результат с допускаемым значением можно сделать вывод, то жёсткость вала обеспечивается.
8. Подбор и проверка подшипника качения и скольжения
8.1 Цель
Подобрать и проверить подшипники на долговечность.
8.2 Расчётная схема
Рисунок 8. 1-Расчетная схема шарикового радиальног однорядного подшипника (ГОСТ 8388-75)
8.3 Данные
1. Число оборотов на быстроходном валу n=2880 об/мин
Реакции опор на валу Ra=248, 48 Н, Rb= 695, 89Н
Осевые силы Fa1 =321, 3 Н;
2. Число оборотов на промежуточном валу n=872, 7 об/мин
Реакции опор на валу Ra=1534, 12 Н, Rb= 1191, 33Н
Осевые силы Fa2 =321, 3 Н, Fa3 =658, 14 Н.
1. Число оборотов на тихоходном валу n=349 об/мин
Реакции опор на валу Ra=5593, 2 Н, Rb= 587, 93Н
Осевые силы Fa4 =658, 14 Н.
8.4 Условие
Подшипник подбираем по диаметру вала и направлению воспринимаемой нагрузки, а проверяем на долговечность с учётом динамической нагрузки.
8.5 Подбор подшипника
На первом этапе подшипник выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки (действующими силами), частоте вращения вала, по условиям работы, наиболее дешевые шариковые радиально-упорные (ГОСТ 8388-75).
Характеристика подшипника 36206, для быстроходного вала:
Наружный диаметр подшипника D=62 мм;
Внутренний диаметр подшипника d=30 мм;
Ширина подшипника B=16 мм;
Динамическая грузоподъёмность C=18, 2 кH;
Статическая грузоподъёмность С0=13, 3 кН.
Характеристика подшипника 36206, для промежуточного вала:
Наружный диаметр подшипника D=62 мм;
Внутренний диаметр подшипника d=30 мм;
Ширина подшипника B=16 мм;
Динамическая грузоподъёмность C=18, 2 кH;
Статическая грузоподъёмность С0=13, 3 кН.
Характеристика подшипника 46307, для тихоходного вала:
Наружный диаметр подшипника D=80 мм;
Внутренний диаметр подшипника d=35 мм;
Ширина подшипника B=21 мм;
Динамическая грузоподъёмность C=42, 6 кH;
Статическая грузоподъёмность С0=27, 4 кН.
8.6 Расчёт подшипника
На основании условия рассчитываем подшипник на долговечность по формуле (с. 140 [3]) :
(8. 1)
где - эквивалентная нагрузка, Н
m - показатель степени: m=3 - для шариковых подшипников, m=3, 33 - для роликовых подшипников;
- коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатаций; при обычных условиях работы подшипника =0, 7…0, 8 - для шариковых подшипников, принимаем ;
n - частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала, об/мин;
С - динамическая грузоподъёмность, кН.
Составляем схему нагружения подшипников. Рассчитываем наиболее нагруженный подшипник.
а)
б)
в)
Рисунок 8. 2-Схема нагружения подшипников а) быстроходного вала; б) промежуточного вала; в) тихоходного вала.
Долговечность определяем для наиболее нагруженного подшипника.
Определяем отношение
Для быстроходного:
Для промежуточного:
Для тихоходного:
Определяем отношение
Для быстроходной передачи
Для промежуточной передачи
Для тихоходной передачи
По таблице 9. 2 [3] выбираем коэффициент влияния осевого нагружения е и коэффициент осевой нагрузки Y.
е=0, 019
Y=2, 08
По соотношению выбираем формулу и определяем эквивалентную динамическую нагрузку наиболее нагруженного подшипника
(8. 2)
если , то формула выглядит
(8. 4)
где Х - коэффициент радиальной нагрузки, для радиально - шариковых подшипников, Х=0, 56 (таблица 9. 1[3]) ;
V - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V=1 (таблица 9. 1[3]) ;
Кт - температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 100оС , 15 (таблица 9. 1[3]) ;
Кб-коэффициент безопасности, для кратковременных перегрузок до 120% от расчетной нагрузки, (таблица 9. 4[3]) ;
Для быстроходного вала:
Для промежуточного вала:
Для тихоходного вала:
8.7 Вывод
Полученный результаты долговечности подшипников удовлетворяет условию 10000<Lh<40000 ч., то предварительно выбранные подшипники пригодны для конструирования подшипниковых узлов.
9. Шпоночные соединения
9.1 Задача
Подобрать и проверить соединения колес, шкивов, звездочек с валами.
9.2 Расчетная схема
Рисунок 9. 1 - Шпоночное соединение с призматической шпонкой
9.3 Данные
Таблица 9. 1
Данные для расчета шпоночных соединений
|
Вал |
d, мм |
l, ст |
T, Н•мм |
|
|
1 |
25 |
32, 5 |
17 150 |
|
|
2 |
35 |
45, 5 |
53 970 |
|
|
3 |
30 |
39 |
127 840 |
|
|
40 |
52 |
127 840 |
9.4 Условия расчета
Подбор осуществляем по диаметру вала и длине ступицы.
9.5 Подбор соединения
Выбираем призматические шпонки ГОСТ 23360-78.
Таблица 9. 2
Параметры шпонок
|
Вал |
d, мм |
l, ст |
T, Н•мм |
b, мм |
h, мм |
t1, мм |
t2, мм |
l, шп мм |
|
|
1 |
25 |
32, 5 |
17 150 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
26 |
|
|
2 |
35 |
45, 5 |
53 970 |
10 |
8 |
5 |
3, 3 |
39 |
|
|
3 |
30 |
39 |
127 840 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
34 |
|
|
40 |
52 |
127 840 |
12 |
8 |
5 |
3, 3 |
45 |
9.6 Расчет
Призматические шпонки, применяемые в проектируемом редукторе, проверяем на смятие.
Условие прочности
(9. 1)
где h - высота шпонки, мм;
t1 -глубина паза в валу, мм;
lр- рабочая длина шпонки, lp=lш-b - допускаемое напряжение на смятие, Н/м2.
Расчет шпоночных соединений сводим в таблицу.
Таблица 9. 3
Расчет шпоночных соединений
|
Вал |
d, мм |
l, ст |
T, Н•мм |
b, мм |
h, мм |
t1, мм |
t2, мм |
l, шп мм |
Lраб, мм |
у, Н•мм |
|
|
1 |
25 |
32, 5 |
17150 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
26 |
18 |
25, 4 |
|
|
2 |
35 |
45, 5 |
53970 |
10 |
8 |
5 |
3, 3 |
39 |
29 |
34, 27 |
|
|
3 |
30 |
39 |
127840 |
8 |
7 |
4 |
3, 3 |
34 |
26 |
109, 26 |
|
|
40 |
52 |
127840 |
12 |
8 |
5 |
3, 3 |
45 |
33 |
64, 57 |
9.7 Вывод
Рассчитанное допускаемое напряжение для каждой шпонки не превышает допускаемого напряжения на смятие. Следовательно, выбранные шпонки смогут передавать необходимый крутящий момент.
10. Муфты
В проектируемом приводе применяем компенсирующую разъемную муфту нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
Для соединения выходного конца двигателя и быстроходного вала редуктора применяем упругую (исходя из задания) муфту с торообразной оболочкой.
Муфту выбираем по большему диаметру выходных концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:
(10. 1)
где К- коэффициент режима нагрузки (таблица 10. 26 [3]), для привода барабанной сушилки К=1, 2;
Т- вращающий момент на соответствующем валу редуктора,
Т=17, 15 Н·м;
Тном - номинальный момент (таблица 9. 7 [1]).
Принимаем муфту с номинальным моментом Тном=80 Н·м, соединяющую вал двигателя диаметром d=28мм и быстроходный вал редуктора диаметром d=25мм.
Тр=1, 2·17, 15=20, 58 Н·м
Значение расчетного момента удовлетворяет условию 10. 1. Следовательно, выбранная муфта обеспечит компенсацию радиального, осевого и углового смещения валов.
11. Смазка
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0, 8 до 12, 5 м/с.
При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.
Определение количества масла.
Для редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяем из расчета 0, 5…0, 7л. масла на 1кВт передаваемой мощности.
Vтреб= (0, 5ч0, 7) ·4, 5=2, 25ч3, 15л
Объем масляной ванны определяем по формуле
V=h·l·b, (11. 1)
Где h-высота масляной ванны, дм;
l - длина масляной ванны, дм;
b - ширина масляной ванны, дм.
V=0, 43·2, 92·1, 07=1, 34 л
Рассчитанный объем масляной ванны не соответствует необходимому объему в расчете на 1 кВт передаваемой мощности. Увеличить объем масляной ванны не представляет возможности из-за габаритов корпуса редуктора, поэтому требуемый объем масляной ванны будем считать равным расчетному.
Заключение
В ходе проектирования был разработан двухступенчатый цилиндрический редуктор с открытой цилиндрической передачей.
Перед началом проектирования был проведён анализ существующих типов приводов, и в соответствии с этим был выбраны наиболее рациональные схемы для механизма привода.
В пояснительной записке приведены расчёты механизмов, подтверждающие работоспособность проектируемого изделия.
Схемы каждого из механизмов приведены в соответствующих разделах пояснительной записки.
В графической части курсового проекта изображены: сборочный чертёж редуктора и монтажный чертёж привода.
Список литературы
Чернавский, С. А. и др. Курсовой проектирование деталей машин. М. : Машиностроение, 1980. -352 с.
Дунаев, П. Ф, Леликов, О. П.. Детали машин. Курсовое проектирование. - М. : Высш. шк., 1984. - 336 с.
Шейнблит, А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. - калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.
Иванов, М. Н., Детали машин: Учебник для студентов втузов /Под ред. В. А. Финогенова. - 6-е изд., перераб. - М. : Высш. шк., 1998. -383 с.
Детали машин. Прикладная механика. Справочник по расчету открытых зубчатых передач для студентов специальностей 17. 04, 17. 05, 17. 06, 26. 01, 26. 03, 03. 05, 32. 07 всех форм обучения: - Красноярск СибГТУ, 2000 - 44 с.
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Конструирование валов, определение сил в зацеплении. Проверочный расчет подшипников и валов на статическую прочность. Выбор муфт.
курсовая работа [2,6 M], добавлен 14.10.2011Расчёт срока службы привода. Кинематический расчет двигателя. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчёт нагрузок валов редуктора. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора. Конструирование зубчатого колеса.
курсовая работа [950,8 K], добавлен 12.01.2011Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений. Расчет зубчатой передачи редуктора, нагрузки валов редуктора. Разработка чертежа общего вида редуктора. Проверочный расчет подшипников и шпонок.
курсовая работа [385,8 K], добавлен 26.09.2014Кинематический расчет привода и его передаточного механизма. Определение допускаемых напряжений передачи редуктора. Расчет быстроходной и тихоходной косозубой цилиндрической передачи. Выбор типоразмеров подшипников и схем установки валов на опоры.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 19.05.2015Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Силы в зацеплении зубчатых колес. Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи. Расчет валов, выбор подшипников качения. Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.
курсовая работа [92,8 K], добавлен 01.09.2010Выбор электродвигателя и определение его требуемой мощности; кинематический и силовой расчет привода по валам. Расчет тихоходной ступени, выбор материала и допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников.
курсовая работа [859,3 K], добавлен 06.05.2012Определение передаточных чисел привода. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений. Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Проверочный расчет валов на статическую прочность. Конструктивные размеры элементов редуктора.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 03.06.2021Расчет конической зубчатой передачи тихоходной ступени. Определение геометрических размеров зубчатых колес. Выбор материалов и допускаемые напряжения. Проверочный расчет цилиндрической передачи. Предварительный расчет валов. Подбор и проверка шпонок.
курсовая работа [601,8 K], добавлен 21.01.2011Выбор двигателя. Кинематический расчет привода. Выбор материала зубчатой передачи, определение допускаемых напряжений. Эскизная компоновка редуктора. Определение радиальных реакций в опорах подшипников. Конструктивная компоновка проектируемого привода.
курсовая работа [361,8 K], добавлен 25.10.2011Определение общего КПД привода. Выбор материала и определение допускаемых напряжений, проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени. Сборка редуктора.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 26.07.2009
