Расчет конвейера, редуктора, клиноременной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Создание машин, отвечающих потребностям народного хозяйства, должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надёжности и долговечности -- основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов даёт применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования. Представленные в книге различные конструктивные решения можно использовать для создания графической базы данных, используемой при проектировании.



Аннотация

В данном курсовом проекте по деталям машин рассмотрен конвейер, также произведены необходимые расчёты конического одноступенчатого горизонтального редуктора и открытой клиноременной передачи. Подобран необходимый материал деталей, отвечающий требованиям надёжности и долговечности привода конвейера. Также разработаны необходимые чертежи редуктора привода механизма



1. Выбор электродвигателя

Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле

где Pпр - мощность на приводном валу, ?пр.-КПД привода.

Pпр = 7 кВт. (согласно заданию).

?пр. = ?1* ?2*?3...;

?1, ?2,?3 - КПД отдельных элементов привода.

Привод содержит электродвигатель, клиноременную передачу, конический горизонтальный редуктор, на выходном валу установлена муфта компенсирующая.

Принимаем

?рем = 0.95 - КПД клиноременной передачи;

?ред. = 0.97 - КПД конического редуктора;

?муф. = 0.98 - КПД муфты компенсирующей.

Тогда общий КПД привода: ?пр. = ?цеп* ?ред.*?муф. = 0.95*0.97*0.98 = 0.9

Требуемая мощность электродвигателя:

Электродвигатель должен иметь мощность

По ГОСТ 19523 - 81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии модели АИР, стандартной мощности 11 кВт.

Частоту вращения вала электродвигателя рассчитываем по формуле

где u1,u2 - передаточные числа механических передач входящих в привод.

nпр. = 250 об/мин. - частота вращения приводного вала (согласно заданию).

Принимаем передаточные числа:

uред = 3.0 - передаточное число конической передачи;

uрем. = 2.0 - передаточное число ремённой передачи.

Тогда nэ.д. = 300*2.5*2.0= 1500 мм/об.

Принимаем стандартный электродвигатель АИР 312М4. При этом стандартная частота двигателя nдв. = 1460 об/мин.

1.2 Определение передаточных чисел механических передач привода

Для стандартной частоты вращения электродвигателя уточняем общее передаточное число привода

Полученное передаточное число распределяют между типами передач:

uпр. = u1.*u2.

В нашем случае uпр. = uред *uрем,

Сохраняя принятые значения uред = 3.0. Назначим передаточное отношение гибкой связи uрем. = uпр/uред = 5.84/3 = 1.946.

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями по ГОСТ 2185 - 66: (ряд 1 предпочтительнее ряда 2)

Ряд 1: 1.0; 1.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4.0, 5.0; 6,3; 8.0;10

Ряд 2: 1.12; 1.4; 1.8; 2.24; 2.8; 3.55; 4.5, 5.6; 7,1; 9.0; 11.2

1.3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном валу редуктора.

n1 = nэ.д/ uрем.= 1460 /1.946 = 750 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора:

n2. =n1/ uред = 750/ 3= 250 мм/об.

Крутящий момент на приводном валу:

Тпр. = Т2 = 9550*Рпр./n2. = 9550*7/250 = 267 Н*м.

Крутящий момент на входном валу:

Т1. = Т2/(uкон*?кон.) = 267/(1.946*0.95) = 144.6 Н*м.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Твх. = Т1/(uрем*?рем.) = 144.6/(3.0*0.97*0.98) = 40.2 Н*м.

После этого переходим к расчёту механических передач, исходными данными для которых являются результаты кинематического и силового расчётов.

шпонка зубчатый колесо клиноременный



2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1 Расчёт допускаемых напряжений для конических колёс

Исходные данные:

Тип производства: мелкосерийное; срок службы t = 15000 час; n1=1460 об/мин; uред =3.0 - передаточное число конической передачи; характер работы - нереверсивный.

График нагрузки

T2= 0.6Tном
T1= Tном

T3=0.3Tном

T₁ = 0.3T t₂ = 0.5T t₃ = 0.2T

Т = 15888 час. - Время одного цикла.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

Для изготовления зубчатых колёс принимаем сталь 40Х как наиболее применяемая в редукторостроении и подвергаемую улучшению.

Назначаем вид термообработки: улучшение.

Твёрдость зубьев принимаем для шестерни на 20…30 НВ больше, чем для колеса. НВ1 = 270; НВ2 = 250.

Определяем допустимые контактные напряжения для шестерни

Где ?Hlimb - предел выносливости по контактным напряжениям.

?Hlimb= 2НВ1 + 70 = 2*270+70= 610МПа.

SH = 1.1 - коэффициент запаса.

KHL - коэффициент долговечности

Где Nно - базовое число циклов;

Nно1 = 30*НВ2.4 = 30 * 2702.4 = 20.5*106

Nне1 - эквивалентное число циклов нагружения

Где n- частота вращения шестерни, об/мин; t - расчётный ресурс редуктора, час.

Ti/T1 - относительное значение крутящего момента на i-той степени графика нагрузки;ti/t-относительная продолжительность действия крутящего момента на i-той степени графика нагрузки.

Nне1 = 60*1460*10000*(13*0.7+0.63*0.3) = 670*106

Так как Nне1>Nно1, то KHL1 = 1.0

[?H]1 = 610*1.0/1.1 = 555 Мпа.

Определяем допустимые контактные напряжения для колеса:

?Hlimb = 2НВ2 + 70 = 2*250+70= 570МПа.

SH = 1.1 - коэффициент запаса.

=496*106/3.0 = 165*106

Так как Nне2>Nно2, то KHL2 = 1.0

[?H]2 = 570*1.0/1.1 = 518МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений:

[?H]р= 0.5*([?H1]+[?H2]) = 0.5*(555+518) = 537 МПа.

[?H]р ? 1.25*[?H]min

537МПа< 1.25*518 = 647.5МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

[?H]max = 2.8*?т1 = 2.8*550 = 1540 МПа.

2.3 Допускаемые изгибные напряжения

Определяем допустимые изгибные напряжения для шестерни

Где ?Flimb1 - предел выносливости:

?F lim b1 = 1.8*НВ1 = 1.8*270 = 490 МПа.

SF1 = 1.75 -коэффициент запаса;

KFC1 = 1.0 - если нереверсивная передача.

NFO = 4*106 - для всех сталей.

NFE1 = 60*1460*10000*(16*0.7+0.66*0.3) = 62.5*106

Так как NFE1>NFO, то KFL = 1.0

Тогда [?F]1 = 490*1.0*1.0/1.75 = 280МПа.

Определяем допустимые изгибные напряжения для колеса:

?F lim b2 = 1.8*НВ2 = 1.8*250 = 450 МПа.

SF1 = 1.75 -коэффициент запаса;

KFC1 = 1.0если нереверсируемая передача.

NFO = 4*106 - для всех сталей.

=62.5*106/2.5 = 25*106

Так как NFE2>NFO , то KFL = 1.0

Тогда [?F]2 = 450*1.0*1.0/1.75 = 260МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

[?F]max = 0.8*?т2 = 0.8*700 = 560 МПа.



3. Расчёт конической прямозубой передачи

Исходные данные:

Кинематическая схема передачи (по заданию); uред = 2.5 - передаточное число редуктора; крутящий момент на колесе T2 = 224 Н*м; вид термообработки - улучшение; расчётное значение допускаемых контактных напряжений: [?H]р= 537 МПа.

3.1 Проектный расчёт конической прямозубой передачи

Проектный расчёт выполняем по ГОСТ 21354-75 в следующей последовательности.

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса dе2 при Kbe = 0.285

,

KH? = 1.5- коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки при консольном расположении шестерни.

- =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Тогда

,

Принимаем dе2 = 250 мм.

При dе2 = 250 мм и uред = 2.5 имеем по ГОСТ 12289-72 ширину зубчатого колеса b2 = 38 мм.

2. Число зубьев шестерни:



Угол при вершине делительного конуса шестерни:

Тогда:

Принимаем Z1 = 19.

3. Число зубьев колеса Z2 = Z1 *u = 19*2.5 =48.

4. Уточняем передаточное число

uф = Z2/Z1 = 48/19 = 2.52

Относительная погрешность ? = (uф - u)/u * 100% = (2.52-2.5)/2.5 *100% =0.8%

5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колёс

В отличие от цилиндрических модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни:

de1 = mte*z1 = 5. 2*19 = 98,8 мм.

6. Внешнее конусное расстояние



7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

Kbe = b2/Re = 38/134.22 = 0.283.

Он находится в рекомендуемых стандартом пределах:

0.25 ? Kbe = 0.3.

8. Среднее конусное расстояние:

Rm = Re -0.5*b2 = 134.22 - 0.5*38 = 115.22 мм.

9. Средний окружной и нормальный модули:

10. Средние делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

dm1 = mnm * z1 = 4.46*19 = 84.8 мм.

dm2 = mnm * z2 = 4.46*48 = 214.1мм.

3.2 Проверочный расчёт конической прямозубой передачи

Проверочный расчёт выполняем по ГОСТ 21354-75 в следующей последовательности.



3.2.1 Проверка передачи на контактную выносливость зубьев

1. Расчётная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид

2. KH? - коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от схемы расположения шестерни и твёрдости колёс. Для принятых исходных данных при Kbe*u/(2-Kbe) = 0.28*2.5/(2-0.28) = 0.41 значение KH? = 1.04.

3. Коэффициент динамичности определяем в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре:

v2 = (?*dm2*n2)/60 = (?*0.214*298)/60 = 3.39 м/с.

Eпр- приведённый модуль упругости

,

Здесь E1; E2 -модули упругости материалов шестерни и колеса.

Для пары стальных колёс имеем E1 = E2= 2.1*105 Мпа.

Принимаем 8-ю степень точности, как наиболее распространённую в редукторостроении.

ПринимаемKHv= 1.15, условно принимая точность на одну степень ниже фактической степени.

- =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Таким образом, значение контактных напряжений

?Н = 508.15 МПа< [?H]min= [?H]2 = 518 МПа.

Недогрузка передачи составляет

3.2.2 Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев

1. Условие работоспособности на изгиб для зубьев колеса

И для зубьев шестерни:

?F1 = ?F2*YF1/YF2 ? [?F]1

2. KF?- коэффициент концентрации нагрузки при расчётах на изгиб, принимаем от принятой схемы расположения колёс и твёрдости зубьев.

KF? = 1+1.5*(1.04-1) = 1.06.

3. KFv= 1.15- коэффициент динамичности нагрузки при расчётах на изгиб.

4. Коэффициент формы зуба YF1 и YF2 определяют по таблицам при эквивалентном числе зубьев:

Zv1 = Z1/cos?1, Zv2 = Z2/cos?2

В нашем случае при: x1 = x2 = 0,

При этом Zv1 = 19/cos22.9? = 20.6,YF1=4.07;

Zv2 = 48/cos (90?-22.9?) =123.4, YF2= 3.65.

5. - =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Значения напряжений изгиба зубьев колеса и шестерни соответственно:

И для зубьев шестерни:

?F1 = ?F2*YF1/YF2 ? = 115.3*4.07/3.65 = 128.7МПа « [?F]1 = 260МПа.

3.3 Геометрические параметры зацепления

Расчёт геометрических размеров внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Для рассчитываемой передачи имеем следующие данные:

mn = 2.5 мм; uф = 2.52 мм; b2 = 38 мм; dе1 = 98.8 мм; dе2 = 250 мм;

dm1 = 84.8 мм; dm2 = 214.1 мм; mte = 5.2 мм; Re = 134.22; Rm = 115.22.

1. Определяем высоту головки зуба в расчётном сечении шестерни и колеса соответственно

Исходный контур по ГОСТ 13754-81 имеет ; ? 20?;с* = 0.2.

Внешняя высота головки зуба :

2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно

Внешняя высота ножки зуба:

3. Угол ножки зуба:

4. Угол головки зуба:

5. Угол конуса вершин:

6. Угол конуса впадин:

7. Внешний диаметр вершин зубьев

8. Внешний диаметр впадин зубьев:

3.4 Определение усилий действующих в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре колеса

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:



4. Расчёт цепной передачи

Исходные данные:

Кинематическая схема передачи (по заданию); uцеп. = 2.0 - передаточное число зубчатой передачи; мощность на малой звёздочке P1 =Pпр= 3.6 кВт; частота вращения маленькой звёздочкиn1=nвых. = 204.5 об/мин.; характер нагрузки: спокойная, без толчков; угол наклона линии центров к горизонту - 40?

1. Назначаем число меньшей звёздочки Z1 в зависимости от передаточного числа u.

Желательно принимать нечётное число зубьев звёздочки, особенно Z1, что в сочетании с чётным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу передачи.

При u = 2 принимаем Z1 = 27.

2. Определяем число зубьев большей звёздочки Z2 из условия:

Z2 = u* Z1<Z2max = 200

Имеем Z2 = 2*27=54, принимаем нечётное число Z2 = 53.

3. Уточняем передаточное число u = Z2/Z1 = 1.96.

4. Назначаем шаг цепи по условию p ? pmax, наибольший рекомендуемый шаг цепи, определяют в зависимости от n1 и Z1; при n1 = nвых. = 204.5 об/мин. и Z1 = 27; имеем pmax =50.8 мм.

Принимаем p = 44.45 мм, ближайший меньший по ГОСТ 13568-75.

5. Определяем среднюю скорость цепи

6. Рассчитаем окружное усилие:



Ft = P1 *103/vц = 3.6*103/4.1 = 878 Н.

7. Найдём разрушающую силу

где Kg = 1.0 - коэффициент динамической нагрузки (спокойная нагрузка, без толчков);

Fц = qm*v2 - натяжение цепи от действия центробежных сил на звёздочках.

Здесь qm-масса 1 м. цепи, принимаемая поГОСТ 13568-75,Кг/м;

v - Средняя скорость цепи, м/с.

Ff = Kf*qm*g- натяжение цепи от провисания холостой ветви, Н.

Здесь Kf - коэффициент провисания,зависящий от угла наклона линии центров к горизонту и стрелы провисания f. Для рекомендуемых значений

f? (0.01…0.02)*aпринимают:

Kf = 2 при угле наклона 40?.

g - Ускорение свободного падения, 9.8 м/с.

Так как силы Ff и Fц - малы по сравнению с Ft, то с достаточной степенью точности ими можно пренебречь.

Допускаемый коэффициент запаса прочности [S],выбираем в зависимости от n1 и p.

при n1= 204.5 об/мин. и p =44.45 ммпринимаем [S] = 8.5.

тогда:

По ГОСТ 13568-75 принимаем цепь с [Fраз.]? Fраз. при Fраз. =7463 Н. назначаем цепь ПР 44.45 - 172.4, имеющую принятый шаг p = 44.45 мм и разрушающую нагрузку 172.4 кН.

8. Проверяем давление в шарнирах цепи:

q = Ft/A ? [q]

гдеFt = 878 Н. - окружное усилие, A-проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2.

Для приводных втулочно-роликовых цепей

A=d*B

где d= 12.7 мм- диаметр валика цепи;

B = 20.13 мм - длина втулки шарнира цепи.

Для выбранной цепи имеем:

A=d*B = 12.7*20.13 = 256 мм2

Допускаемое давление:

[q]= [qо]/Кэ,

где [qо] - допускаемое давление в шарнирах цепи, полученное при испытаниях типовой передачи в средних условиях эксплуатации, принимают в зависимости от шага цепи p = 44.45 мм и частоты вращения n1= 204.5 об/мин.

Тогда [qо] = 26 мПа.

Коэффициент, учитывающий различие условий эксплуатации и типовых условий испытания цепей:

Кэ= Кg* Кa.* КO* Крег* Ксм< 3

где Кg = 1.2 - коэффициент динамической нагрузки;

Кa =1.0 - коэффициент межосевого расстояния;

Так как особых требований к передаче не предъявляется, то принимаем рекомендуемый диапазон a = (30…50)*p;

КO- коэффициентнаклона передачи к горизонту;

Так как O < 60?,ПринимаемКO = 1.0;

Крег = 1.25 - коэффициентрегулировки передачи (принимаем передачу без регулировки);

Ксм= 1.5 -коэффициент смазки (периодическаясмазка).

Кэ= 1.2*1.0*1.0*1.25*1.5 = 2.25 < 3, т.е. находится в рекомендуемых пределах.

Значит [q] = 26/2.25 = 11.5 МПа.

Таким образом, давление в шарнирах цепи:

q = 878/256 3.4 МПа<[q] =11.5 МПа,

9. Определяем межосевое расстояние передачи. Так как жёстких требований к габаритам передачи не предъявляется, то межосевое расстояние выбираем в пределах a = (30…50)*p. Принимаем a = 40*p = 40*44.45 = 1778 мм.

10. Длина цепи, выраженная в числах звеньев цепи

Тогда

Принимаем Lp = 162 звена.

Чётное число звеньев позволяет не принимать специальные соединительные звенья, кроме этого, в сочетании с нечётным количеством зубьев звёздочекспособствует более равномерному износу передачи.

11. Для условия долговечности цепи должно соблюдаться условие:

,

где e - число ударов цепи в секунду; [e] -допускаемое число ударов цепи в секунду.

При выбранном p = 44.45 мм имеем [e] = 15,

Тогда ,

то есть цепь будет иметь достаточную долговечность.

12. Уточняем межосевое расстояние передачи

Получаем:

a = 1454.25 мм.

Для обеспечения нормального провисания холостой ветви цепи, необходимого для нормальной работы передачи, расчётное межосевое расстояние уменьшают на ?a = (0.002…0.004)*a = (0.002…0.004)*1454.25 = 2.9…5.8 мм.

Принимаем aм = 1450мм.

13. Оценим возможность резонансных колебаний цепи:

Здесь qm - масса 1 м. цепи, принимаемая поГОСТ 13568-75,Кг/м

14. Определяем нагрузку на валы передачи.

С достаточной степенью точности можно принимать, что нагрузка на вал направлена по линии центров передач и составляет Fцеп = 1.15Ftдля передач с углом наклона к горизонту O< 60?.

В нашем варианте O=40?,

Значит Fцеп = 1.15Ft = 1.15*878 = 1010 Н.

15. Определяем диаметры делительных окружностей звёздочек:

Do = p/sin(180?/z)

Do1 = 44.45/sin(180?/27)= 382.8 мм.

Do2 = 44.45/ sin(180?/53) = 750.3мм.

Убедимся в правомочности допущения сил Ff = 0 и Fц = 0;

Fц = qm*v2 =

Ff = Kf*qm*g

Результатом проектных и проверочных расчётов явилось получение геометрических параметров механических передач, необходимых для выполнения чертежей, и величин сил, действующих на валы и опоры редуктора.



5. Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов.

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Исходные данные:

N = 5.5 кВт; n= 1430 об/мин; b = 36 мм; d1 = 39.5 мм; ? = 17?; материал вала - сталь 45, нормализированная, ?в = 600 МПа; ?т = 350 МПа, uред = 3.5.

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении:

[?]к = 25 Н/мм2рассчитываем по формуле

Принимаем dв = 20 мм. Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв. У подобранного электродвигателя dдв = 32 мм. Выбираем МУВПпо ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв = 32 мм, и dв = 20 мм.

Принимаем диаметр вала под подшипниками dп1 = 25 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем:

[?]к = 20 Н/мм2.

Диаметр выходного конца вала



где:

Принимаем из стандартного ряда dв2 = 32 мм, согласно ГОСТ 6636-79.

Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = 35 мм, под зубчатым колесом dк2 = 40 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.



6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

d1 = 39.5 мм, da1 = 43.5 мм, b1 = 36 мм.

Колесо кованое, его размеры:

d2 = 140.48мм, da2 = 144.48мм, b2 = 28мм.

Диаметр ступицы dст. = 1.6*dк2 = 1.6*40 = 64 мм;

Длина ступицы lст = (1.2?1.5)*dк2 = (1.2?1.5)*40 = 48 ? 60 мм, принимаем lст = 55 мм.



7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

? = 0.025*a +1 ? 6мм.

?= 0.025*90+1=3.25 мм, принимаем ? = 8мм;

?1 = 0.02*a +1 ? 6мм.

?1= 0.02*90+1 =2.8 мм, принимаем ?1= 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b = 1.5*? = 1.5*8=12 мм;

b1 = 1.5*?1 = 1.5*8=12 мм;

нижний пояс корпуса:

p = 2.35*? = 2.35*8=19 мм, принимаем p = 20 мм.

Диаметры болтов:

Фундаментных: d1 = (0.03?0.036)*a +12 = (0.03?0.036)*90 +12= 14.7?15.24 мм, принимаем болты с резьбой М16 ГОСТ 7798-70.

Соединяющих крышку с корпусом: d3 = (0.5?0.6)*d1 = (0.5?0.6)*16= 8 ? 9.6мм, принимаем болты с резьбой М10 ГОСТ 7798-70.



8. Окончательный расчет валов

8.1 Проектировочный расчет ведущего вала

Составляем расчётную схему. Рассматриваем вал - шестерню как балку о двух опорах, расположенных симметрично центру зубчатого колеса. Принимаем расстояние между центрами опор l1=l2= 58мм. (согласно первому этапа компоновки редуктора).



М_муф.R_AxQR_Bx

l₁ = 58 l₁ = 58

М_муф.R_AyQR_By

Т₂

Т₂

165 Н*м

М_y

4843Н*м

М_x

12760 Н*м

Окружная сила

Осевая сила

Радиальная сила

Определение реакций опор, учитывая, что они расположены симметрично относительно центра шестерни:

В горизонтальной плоскости

В вертикальной плоскости

Крутящий момент на приводном валу:

Тпр. = Т2 = 9550*Рпр./nпр. = 9550*3.6/204.5 = 165 Н*м.

Определяем изгибающие моменты в опасном сечении (по центру шестерни) в вертикальном и горизонтальном направлениях и строим эпюры:

От силы F:

От силы R:

Определяем результирующий (суммарный) изгибающий момент

Суммарные реакции опор

Подбор подшипников качения

Проверяем подшипники на динамическую грузоподъемность

Диаметр посадочного места под подшипник O =25 мм.

t?100?С; ресурс работы подшипника Lh =12000 час.

Допустима кратковременная перегрузка.

Выбираем радиальный однорядный подшипник. Реакции опор

Выполняем расчет нагруженных опор.

Kк =1.0 - кинематический коэффициент;

K? = 1.1 - коэффициент динамичности;

KT = 1.0 - -температурный режим.

По ГОСТ 8338-78 принимаем радиальный шарикоподшипник №305 с размерами: d=25 мм, D=62 мм.,B=17 мм, C=22500 Н

Аналогично производится расчёт ведомого вала.

9. Проверочный расчёт шпонок

Условие прочности на зубчатом колесе:

где-- окружная сила на колесе, Н; .

-- площадь смятия, мм2; .

--допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2; при колебаниях нагрузки следует снижать на 20...25%; .

Площадь смятия , мм2 определяется по формуле:

Где - стандартные размеры, мм: .

- стандартные размеры, мм: .

- рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

Где - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: .

- стандартные размеры, мм: .

Условие прочности на шкиву:

Где -- окружная сила на колесе, Н; .

-- площадь смятия, мм2; .

--допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При чугунной ступице приведенные значения снижать вдвое; .

Площадь смятия , мм2 определяется по формуле:

Где - стандартные размеры, мм: .

- стандартные размеры, мм: .

- рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

Где - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: .

- стандартные размеры, мм: .

Условие прочности на полумуфте:

Где -- окружная сила на колесе, Н; .

-- площадь смятия, мм2; .

--допускаемое напряжение на смятие, Н/мм2. При стальной ступице и спокойной нагрузке =110...190 Н/мм2; при колебаниях нагрузки следует снижать на 20...25%; .

Площадь смятия , мм2 определяется по формуле:

Где - стандартные размеры, мм: .

- стандартные размеры, мм: .

- рабочая длина шпонки со скругленными торцами, мм: .

Найдём рабочую длину шпонки:

Где - полная длина шпонки, определенная на конструктивной компоновке, мм: ; - стандартные размеры, мм: .

Список используемой литературы

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение», 1980.

С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: Машиностроение», 1972.

Размещено на Allbest.ur