Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Техническое задание

1. Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя

2. Расчет допускаемых контактных напряжений

3. Расчет зубчатых колес быстроходной ступени

4. Расчет зубчатых колес редуктора тихоходная ступень

5. Предварительный расчет валов редуктора

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса тихоходная ступень

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Уточненный расчет вала

9. Проверка долговечности подшипников

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11.Выбор сорта масла

12. Выбор посадок

13. Расчет открытой зубчатой передачи и выбор конструктивных размеров

14. Расчет фрикционной передачи

Заключение

Литература

Техническое задание № 7

на проектирование привода карусели

Исходные данные	Раз- мер- ность	Варианты
		1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Мощность на валу карусели, Р	кВт	1.5	2	2.5	3	3.5	4	3.5	3	2.5	2
Угловая скорость карусели, щ	с-1	1.8	1.5	1.2	1.0	0.8	0.6	0.5	0.7	0.9	1.1
Диаметр карусели, d	м	5	5	7	7	8	8	9	9	10	10
Срок службы моечного барабана, L	год	2	2	1	1	3	3	5	5	4	4
Коэффициент годового использования, Kг	-	0.1	0.2	0.3	0.4	0.5	0.6	0.7	0.8	0.9	0.5
Коэффициент суточного использования, Kс	-	0.5	0.4	0.3	0.2	0.9	0.8	0.1	0.7	0.6	0.2

Особые условия работы привода

1. Карусель работает на открытой площадке (t_окр = ± 30 °С).

2. Выходной вал привода расположен вертикально.

Привод должен содержать:

1) электродвигатель; 2) открытую передачу, с разгрузочным шкивом; 3) фрикционную передачу; 4) двухступенчатый зубчатый редуктор; 4) муфты; 5) основание.

электродвигатель зубчатый редуктор шпоночный

График нагрузки привода

На графике приняты следующие обозначения:

М - номинальный крутящий момент;

М_п - пусковой момент;

t - время эксплуатации привода

Номер варианта	б1	б2	б3	б4	в1	в2
7	10-3	0.4	0.2	0.4	0.9	0.5

1. Кинематический и силовой расчет. Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода представлена на рис. 1.1.

Рис.1.1- Кинематическая схема привода 1 Электродвигатель; 2 Открытая передача (ременная); 3 Двухступенчатый зубчатый редуктор(быстроходная ступень); 4 Двухступенчатый зубчатый редуктор (тихоходная ступень) коническая; 5 Колесо фрикционной передачи карусели.

Мощность электродвигателя определим по формуле

Р_Э =Р / з _о,

где: Р - мощность на ведомом валу, кВт

з _о - общий КПД привода.

з_о = з_о.п? з_р? з_о.п? зі_п,

Общий КПД привода.

з_о = з_ред •з ²_о.п. ? з_п³

где: з_ред - КПД редуктора з_р =0,90, двухступенчатый

з_ред = з_цил.? з_цил. =0,95? 0,95 =0,90

з_о.п.- КПД открытой передачи з_о.п.=0,95

з_п - КПД пары подшипников з_п=0,995

з_о = 0,90 ?0,95²?0,995³ = 0,80

Р_э =1,5/0,80=1,88 Вт

Мощность Р, кВт	Синхронная частота вращения n, мин-1
	750	1000	1500	3000
2,2	112MA8/709	100L6/945	90L4/1395	80B2/2850
n , об/мин	750	1000	1500	3000
щ, с-1	78,5	104,7	157,1	314,2
u	98,1	130,9	196,3	392,7

Конструктивно принимаем электродвигатель 80B2/2850 N=2,2 кВт

Синхронная частота вращения

n_э =3000 об/мин n_э =2850 об/мин - под нагрузкой.

Число оборотов на валу n_4.= 30щ₄/ р =17,2 об/мин.

Передаточное отношение привода

i _пр = n_э/n₄ =2850/17,2 = 165,7.

Разбиваем по ступеням

Передаточное отношение открытой передачи i1= i _пр. / iр = 165,7/20,0•5,0 =1,66.

iр - передаточное отношение редуктора;

Принимаем передаточное отношение первой ступени i1=5,0.

Передаточное отношение второй цилиндрической ступени i₂= i _р. / i₁ = 4,0

Принимаем передаточное отношение фрикционной открытой передачи i4= 5,0.

iр = 20=5,0•4,0

Число оборотов на валах:

n₁=n_э=2850 об/мин

n₂=n₁ / i₁=2850/1,66=1716,9 об/мин

n₃= n₂ / i₂ =1716,9/5,0=343,4 об/мин

n₄= n₃ / i₃ =343,4/4,0=85,8 об/мин .

n₅= n₄ / i₃ =85,8/5,0=17,2 об/мин .

Угловая скорость:

щ₁= рn₁/30 =298,5 С^-1

щ₂= щ₁/i₁=179,8 С^-1

щ₃= щ₂/i₂ =35,9 С^-1

щ₄= щ₃/i₃ =8,98 С^-1.

щ₅= щ₄/i₄ =1,8 С^-1.

Моменты на валах:

Т₁= N/щ₁=2200/298,5=7,4 Н•м

Т₂= Т₁ • i₁ • з₁•з_п =7,4•1,66•0,95•0,995=11,6 Н•м

Т₃= Т₂ • i₂ • з₂ •з_п =11,6•5,0•0,95•0,995=55,0 Н•м

Т₄= Т₃ • i₃ • з₃•з_п =55,0•4,0•0,95•0,995=208,0 Н•м.

Т₅= Т₄ • i₄ • з₄•з_п =208,0•5,0•0,95•0,995=988,0 Н•м.

2. Расчет допускаемых контактных напряжений

Расчет допускаемых контактных напряжений цилиндрической передачи.

Принимаем для шестерен и колес сталь 40Х улучшенную с твердостью [3]:

для шестерни: НВ 270 для шестерни: НВ 270

для колеса: НВ 250 для колеса: НВ 230.

Допускаемые контактные напряжения.

[у]_n = .

где у_{H lim b} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов для углеродистых сталей у_{H lim b} =2НВ+70

К_HL - коэффициент долговечности;

[n] _H- коэффициент запаса прочности, [n] _H = 1,15.

Коэффициент долговечности определим по формуле:

К_HL = ,

где N_HО - базовое число циклов нагружения для стали, N_HО =2·10⁷;

N_HЕ - эквивалентное число циклов нагружения

N=60c n_i t ,

где c- число зацеплений зуба за один оборот колеса;

n- число оборотов на валу;

t- число часов работы передачи за срок службы

t=24·К_с·365·К_r·L_t ,

где: К_с - коэффициент суточного использования;

К_r - коэффициент годового использования;

L_t - число лет службы.

t=24· 0,5·365·0,1· 2,0 = 876 часов

N= 60· 1· 1716,9·876 [()і ·0,001 +()і ·0,4+()і ·0,2+()і ·0,4]=54,5·10⁶

N= 60· 1· 343,4·876 [()і ·0,001 +()і ·0,4+()і ·0,2+()і ·0,4]=10,9·10⁶

N= 60· 1· 85,8·876 [()і ·0,001 +()і ·0,4+()і ·0,2+()і ·0,4]=2,7·10⁶

Коэффициент долговечности для:

шестерни : колеса:

КHL1ц = КHL2ц =

К HL1к = К HL2к =

Окончательное значение принимаем по колесу как менее прочному элементу

Принимаем К HL=1, для всех передач.

Допускаемое контактное напряжение для цилиндрической передачи:

шестерня

[д] = =530 МПа

колесо [д ] ==496 МПа.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ф]_к=20 МПа по формуле [3]:

d

Ведущий вал [ф]_к=20 МПа

Т₂ = 11,6 Н•м

d

Принимаем d_в1=15 мм подшипником d_п1=20 мм.

Промежуточный вал [ф]_к=20 МПа

Т₃ = 55,0 Н•м

d

Принимаем подшипником d_п2=25 мм.

под колесом d_к2=30 мм.

Ведомый вал [ф]_к=20 МПа

Т₄ = 208,0 Н•м

d

принимаем d_в3=40 мм

под подшипником d_п3=45 мм

под колесом d_к3=50 мм.

4. Расчет зубчатых колес быстроходной ступени

Допускаемые контактные напряжения (передача прямозубая).

[у]_н =496 МПа.

Вращающий момент на ведомом валу колеса

Т₃= 55,0?10³ Н?мм.

Коэффициент нагрузки К_Нв=1,25

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

ц_ba =b/a₂=0,25.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев [3].

a_щ= (u+1) 310/[у]_Н )² Т₃ К_Нв/u²ц_ba=(5+1) мм.

Здесь принято u=i_ц=5. Ближайшее стандартное значение a_щ =100 мм.

Нормальный модуль зацепления

m_n=(0,01ч0,02)a_щ =(0,01ч0,02)•100=1,0ч2,0 мм;

принимаем m_n=2 мм.

определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₁=

принимаем z₁=17

Тогда z₂= z₁u=17•5=85.

Основные размеры шестерни и колеса а: диаметры делительные [3]:

d1= m•z1=2•17=34 мм;

d₂= 2• 85=166 мм.

Проверка:

a_щ= мм;

диаметры вершин зубьев:

d_a1= d₁+2m_n=34+2?2=38,0 мм;

d_a2= d₂+2m_n=166+2•2=170,0 мм;

ширина колеса

b₂= ц_ba a_щ= 0,25•100=25,0 мм;

ширина шестерни

b₁= b₂+5 мм =31 ? 30 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру [3]:

ц_ba=

Окружная скорость колес и степень точности передачи

х= м/с,

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

K_H=K_HвK_HбK_Hх

Значения K_Hв при ц_bd=0,9 твердости <НВ 350 и неcимметричном расположении колёс относительно опор.

K_Hв?1,06.

При х=3,5 м/с и 8-й степени точности K_Ha?1,0. Для прямозубых колес при х<5 м/с имеем K_Hv=1,05. Таким образом, K_H=1,06•1,0•1,05=1,11.

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Р=H;

радиальная

P_r = H;

осевая Р_a=0

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по

Формуле [3]:

Здесь коэффициент нагрузки K_F=K_FвK_Fх.

При ц_bd=0,9 твердости <НВ 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв=1,13, K_Fх=1,25. Таким образом, коэффициент K_F=1,11•1,25=1,39.

Y_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_х:

у шестерни

z_х1=

у колеса

z_v2= .

При этом Y_F1=3,98 и Y_F2=3,60.

Допускаемое напряжение - по формуле:

Для стали 40Х улучшенной при твердости <НВ 350 у_F⁰_{lim b}=1,8 НВ.

Для шестерни у_F⁰_{lim b}=1,8•270=486 МПа;

Для колеса у_F⁰_{lim b}=1,8•250=450 МПа.

[n]_F=[ n]ґ_F [ n]Ѕ_F - коэффициент запаса прочности , где [n]ґ_F=1,75; [ n]Ѕ_F=1.

Следовательно, [n]_F=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни [у]_F1= 486·0,89 /1,75=247 МПа

для колеса [у]_F2= 450•1,08 /1,75=278 МПа.

Находим отношения [у]_F/Y _F :

для шестерни 247/3,98=65,06 МПа

для колеса 278/3,60=77,22 Мпа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле:

у_F1= МПа <[у]_F1 =247 МПа.

Условие прочности выполнено.

5. Расчет зубчатых колес редуктора тихоходная ступень

Допускаемое контактное напряжение для цилиндрической передачи:

шестерня

[д] = =530 МПа

колесо [д ] ==496 МПа.

Вращающий момент на валу колеса

Т₂ = 208,0·10³ Н·мм.

Коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни К_Hв =1,35

(см. табл.3.3 [5]).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию Ш_bRе=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса

d_e2=2 = 2= 270,08 мм.

Здесь принято u=i₃ =4,0

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение d_е2=280 мм. Примем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса

z₂= z₁u =25•4,0 =100,0

Примем z₂=100.

Тогда u===4,0.

Отклонение от заданного (4,04,0)•100/4,0= 0,0 %, что меньше установленных ГОСТ 12289-76 3%.

Внешний окружной модуль m_е = =1,8

(округлять m_е до стандартного значения для конических колес не обязательно).

Уточняем значение

d_e2=m_е z₂= 2,8•100 = 280,0 мм.

Отклонение от стандартного значения составляет 0,0 %, что допустимо.

Углы делительных конусов:

ctg д₁=u = 4,0; д₁ =14,04є

д₂ =90є - д₁ =90є - 14,04є =75,96є

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b:

R_е=0,5m_e =0,5·2,80· = 144,30 мм;

b = Ш_bRе R_е=0,285· 144,30=41,12 мм.

По ГОСТ 12289-76 принимаем b= 42 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1 = m_e z₁ = 2,80 ·25= 70,0 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d_l = 2 (R_е - 0,5b)·sinд₁ = 2 (144,30 - 0,5·42 ) sin 14,04є = 59,82 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_ae1 = d_e1+2 m_e cos д₁= 70,0 +2·2,80·cos 14,04є = 75,43 мм,

d_ae2 = d_e2+2 m_e cos д₂= 280,0 +2·2,80·cos 75,96є = 281,35 мм,

Средний окружной модуль m = = = 2,39 мм.

Средняя окружная скорость и степень точности колес

х = == 1,1 м/с.

При такой скорости назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Ш_bd = = =0,70.

Проверочный расчет передачи

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

К_H=К_Hв К_Hб К_Hн.

По табл.3.5 [5] при Ш_bd = 0,7 консольном расположении колес и твердости <НВ350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, К_Hв =1,20

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_Hб =1,0.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при х < 5 м/с К_Hн =1,05 (см. табл.3.6 [5]).

Таким образом, К_H =1, 20 · 1,0· 1,05 = 1,26

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27 [5]):

Х_H = ==

= 445,5 <[х]_H =496 МПа .

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

Р = = =1839 Н;

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

Р_r1 =Р_a2 =Р tg a cos д₁ = 1839· tg 20є·cos 14,04є = 649 Н

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

P_a1 = P_r2 = P tg a sin д₁= 1839· tg 20є· sin 14,04є = 162 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. формулу (3.31) [5]:

х_F = <[х]_p .

Коэффициент нагрузки К_F =К_Fв К_Fн.

По табл.3.7 [15] при Ш_bd=0,55 консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости <НВ 350 значения К_Fв =1,30

По табл.3.8 при твердости <НВ 350, скорости н = 3,1 м/с и 7-й степени точности К_Fн =1,15

Итак, К_F =1,30·1,15=1,50

Y_F - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

z_н1 = = ? 26;

для колеса

z _н2 = = ?412.

При этом Y_F1 =3,88 и Y _F2=3,60 (см. пояснения к формуле (3.23) [5].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

[х] _F = .

По табл.2.2 для стали 40Х улучшенной при твердости <НВ 350

х= 1,8 НВ.

Для шестерни х= 1,8•270 ? 490 МПа ;

для колеса х= 1,8•245 ? 440 МПа.

Коэффициент запаса прочности [n]_F =[n][n]. По табл.3.9 [n]=1,75; для поковок и штамповок [n]=1. Таким образом, [n]_F = 1,75·1=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни [х] _F1 = = 280 МПа;

для колеса [х] _F2 = = 250 МПа.

Для шестерни отношение = =72,4 МПа;

для колеса = =69,4 МПа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса:

х_F2 = = 84,4 МПа ? [х] _F2 =250 МПа.

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса тихоходная ступень

Шестерню выполняем отдельно с валом, её размеры:

D₁=59,82 мм; d_а1=75,43 мм; b₁=42 мм.

К о л е с о кованое:

d₂=239,00 мм; d_а2=282,35 мм; b₂=42 мм.

Диаметр ступицы: d_ст=1,6 d_к2=1,6•50=80 мм;

Длина ступицы:

l_ст=(1,2 ч 1,5)•d_к2=(1,2 ч 1,5)•50=60ч75 мм,

принимаем l_ст=65 мм.

Толщина обода

д₀ = (3 ч4) m= (3 ч4) ·2,8 = 8,4 ч11,2 мм;

принимаем д₀ = 10 мм.

Толщина диска С= (0,1ч0,17)R_е =(0,1ч0,17)·144,3 мм; = 14,4 ч 24,48 мм; принимаем С= 25 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

д = 0,05R_е + 1=0,05·144,3 +1= 8,2 мм; принимаем д = 8 мм.

д₁= 0,04R_е + 1=0,04·144,3 +1= 6,7 мм; принимаем д₁ = 8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b = 1,5д =1,5·8 = 12 мм;

b₁ = 1,5д₁=1,5 = 12 мм.

нижний пояс корпуса

p= 2,35д = 2,35· 8 = 18,8 мм; принимаем p= 20 мм.

Диаметры болтов:

фундаментальных d₁= 0,055R_е+ 12 = 0,055·144,3 +12= 19,9 мм;

принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,

d₂ =(0,7ч0,75)·d₁ =14,0 ч 15,0 мм;

принимаем болты с резьбой М14;

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃ = (0,5ч0,6) d₁ = (0,5ч0,6)·20= 10 ч 12,0 мм;

принимаем болты с резьбой М10.

8. Уточненный расчет вала

Ведомый вал. Составим расчетную схему, определим реакции опор.

Исходные данные:

Р=1839 Н; ?₁=60 мм; d₂=239,00 мм.

Р_r=162 Н; ?₂=130 мм;

P_a=642 H; ?₃=80 мм.

Усилие на конце вала F _м= 125 v М₄ =1803 Н;

Раскладываем F _м по осям F _х= F _y= F _м•sin45?=1275 Н;

Определим реакции опор пл. xz:

?М_Т.1= Р •?₁ +F _х •(?₁ + ?₂ +?₃) - R _х2•(?₁+?₂)=0;

R _х2= H;

?М_Т.2=F _х•(?₃) +R _х1•(?₁+?₂)- Р•?₂=0; R _х1= H

Проверка:

F _х+ Р - R _х1 - R _х2=0;

1275+1839 - 722 -2392=0.

пл. уz

?М_Т.1= Р_r•?+F _y•(?₁+?₂+?₃) -R _y2•(?₁+?₂) -P_a =0;

R _y2= H

?М_Т..2= R _y1•(?₁+?₂)+F _y•(?₃) - Р_r•?₂-=0;

R _y1= H

Проверка:

F _у+ Р_r - R _у1 - R _у2=0;

1275+162 -(-22)- 1459=0.

Построим эпюры моментов и определим опасное сечение

Опасное сечение А - А

Материал вала - сталь 45 нормализованная, у_в =590 МПа.

Пределы выносливости у_-1 =0,43•590=254 МПа и ф_-1 =0,58•254=147 МПа.

Сечение А•А.

Крутящий момент ,

изгибающий момент

М_А-А= Н мм.

Построим эпюры моментов и определим опасное сечение

Опасное сечение А - А

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом

k_у/е_у =3,40

k_ф/е_ф =2,53;

принимаем ц_у=0,15 и ц_ф=0,1.

Осевой момент сопротивления

W= мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

у_х = у_mах = =16,2 МПа; у_м =0.

Полярный момент сопротивления:

W_F=2W=2•8,9•10³=17,8•10³ мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

ф_х= ф_m= МПа.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения:

ч2

Условие прочности выполнено.

9. Проверка долговечности подшипников

Суммарные реакции:

F_r1 = R₁ = = 722 H;

F_r2 = R₂ = = 2802 H.

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников - по формуле (7.9):

S₁ = 0,83• е•F_r1 = 0,83 • 0,28 • 722 = 168 H;

S₂ = 0,83• е•F_r2 = 0,83 • 0,28 •2802 = 651 H,

где для подшипников 7309 коэффициент влияния осевого нагружения е = 0,28 (см. табл. П12).

Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 7.6) в нашем случае S₁< S₂;

F_a1 = P_a S₂- S₁; тогда F_a2 = S₂ = 651 Н;

F_{a 1}= S₂ - F_a = 651- 168 = 483 Н.

Для левого (с индексом «1») подшипника отношение

= 0,67 > е

мы должны учитывать осевые силы и определять эквивалентную нагрузку по формуле;

примем V = 1; К = 1,3 и К = 1; для конических подшипников 7309

при коэффициенты X = 0,4 и Y = 1,94;

Р_э1 = (0,4 • 722 •1 + 1,940 • 483) •1,3 •1 = 1694 Н = 1,7 кН.

Для правого (индекс "2") подшипника

= 0,23 < е ;

поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Р_э = F_rVKК = 2802• 1,3 = 3643 Н 3,7 кН.

Расчетная долговечность по формуле (7.3), млн. об.,

L = = 28700 млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

L_h = = 478•10³ ч.,

где n =85,8 об/мин - частота вращения ведомого вала.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-79.

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

[у] _см=100ч120 МПа, при чугунной ступице [у] _см=50ч70 МПа.

Ведущий вал.

d=15 мм; b·h=5·5 мм; t=3,0 мм; длина шпонки ?=25 мм;

момент на ведущем валу Т₁=11,6•10³ Н•мм;

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и выходной конец - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку на выходном конце

d=40 мм; b•h=12•8 мм; t=5,0 мм; длина шпонки ?=60 мм; момент Т₃=208•10³ Н•мм;

.

Условие прочности выполнено.

11. Выбор сорта масла

Смазка зубчатого зацепления производится окунанием колеса в масло заливаемого внутрь редуктора. Объем масла

V=0,25•Р_эл.дв.=0,25•2,2=0,55 литра

При средней скорости х=2,3 м/с рекомендуется вязкость масла н₅₀=177 сСт. Выбираем масло И-100 А ГОСТ 20799-75.

12. Выбор посадок

Посадки выбираем в соответствии с рекомендациями ГОСТов.

Посадка подшипников: наружное кольцо Н7

внутреннее кольцо k6

Посадка колеса на вал Н7/n6

Посадка муфты на вал Н7/n6

Посадка крышки подшипника Н7/d10.

13. Расчет открытой передачи

Расчет начинают с выбора сечения ремня по заданному номинальному моменту. Последовательность расчета иллюстрируется далее конкретным примером с теми же исходными данными, что и указанное выше в примере расчета плоскоременные передачи.

Выбираем сечение клинового ремня по табл.5.6; предварительно определяем угловую скорость и номинальный вращающий момент Т ведущего вала :

=

здесь N в Вт.

При таком значении Т в табл.5.6 рекомендуется выбрать сечение В с площадью поперечного сечения F = 47 мм.

Выбираем диаметр D ведущего шкива. В табл. 5.6 указано минимальное значение D = 63 мм. Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется не ориентироваться на D, а брать шкив на 1-2 номера больше.

Принимаем D = 71 мм.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения

Находим диаметр D ведомого шкива, приняв относительное скольжение = 0,015:

D= iD(1-) = 1,66·71 (1-0,015) = 116 мм.

Ближайшее стандартное значение D=116 мм. Уточняем передаточное отношение i с учетом :

i = = = 1,66.

Пересчитываем:

n= = = 1716,9 об/мин;

расхождение с заданным

= ·100 = 0,0%

(при допускаемом расхождении до 3%). Итак, принимаем D= 71 мм; D= 116 мм.

Определяем межосевое расстояние a : его выбираем в интервале

a = 0,55 (D+D) + h;

a= 2 (D+D).

a= 0,55 (71 + 116) = 13,5 =116 мм;

a= 2 (71 + 116) = 374 мм.

Принимаем близкое к среднему значению а=300

и определяем новое значение a с учетом стандартной длины по формуле:

L = 0,25 ;

L= 2•300 + ( 71+116 ) + =895 мм.

Ближайшая по стандарту длина (см. стр. 68)

L = 900 мм.

Вычисляем

D= 0,5 (D+ D) = 0,5 ( 116 + 71 ) = 93,5 мм.

и определяем новое значение a с учетом стандартной длины по формуле:

L = 0,25 ;

Расчетная длина ремня определяется по формуле (5.6), как и в случае плоскоременной передачи:

L= 2a + (D + D) + =

а = 0,25

+ = 302 мм.

a = 302 мм.

Угол обхвата

б = 180- 60= 180-60=171.

Скорость v = 0,5D= 0,5•298,5•71•10= 10,6 м/с.

По табл. 5.7 находим величину окружного усилия р, передаваемого одним клиновым ремнем сечения при i = 1, D= 71 мм, L= 900 и v = 10,6 м/с (интерполируя) :

р= 140 Н ( на один ремень).

Допускаемое окружное усилие на один ремень

= рССС

Здесь

С= 1-0,003 ( 180 - б) = 1 - 0,003 (180 - 171 )=0,97.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня,

С=0,3+ 0,7.

Так как расчетная длина L = L, то С= 1.

Коэффициент режима работы при заданных выше условиях C= 1.

Следовательно,

= 140•0,97•1•1 = 136 Н.

Определяем окружное усилие :

Р= = = 207 H

Расчетное число ремней

z = = = 1,52=2.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения = 1,6 МПа.

Предварительное натяжение каждой ветви ремня

S = F = 1,6•47=75 Н;

рабочее натяжение ведущей ветви

S= S+ = 75 + = 127 H;

то же ведомой ветви

S= S - = 75 - =23 H;

усилие на валы

Q = 2 sin= 2•75•2• sin 171°/2 =299 H.

14.Расчет фрикционной передачи

В передаче с гладкими цилиндрическими катками [2 ст. 148 ]

i = n₁/n₂= D₂,/[D₁(1 -е)]= D₂/D₁

Q = K(F_t•f),

где е= 0,01 - 0,03 -- коэффициент скольжения;

К-- запас сцепления; К = 1,25- 1,5 -- силовые передачи;

К - до 3 -- передач приборов.

Коэффициент трения f во фрикционных передачах имеет для разных случаев следующие значения:

сталь по стали в масле f =0,04 - 0,05;

сталь по стали или чугуну без смазки f =0,15 - 0,20;

сталь по текстолиту или фибре без смазки f =0,2 - 0,3.

Рис.14.1- Схема фрикционной передачи

Без учета проскальзывания передаточное отношение

По результатам расчетов и с учетом конструктивных особенностей передачи принимаем:

Материал резина по стали без смазки f =0,2 - 0,3.

Принимаем i₄ =5,0.

D₁=1000 мм.

D₂=5000 мм.

Заключение

В результате проделанной работы произведены:

кинематический расчет привода;

выбор материала и определение допускаемых напряжений;

проектировочный и проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи, зубчатой конической передачи;

расчет фрикционной передачи;

расчет передачи с гибкой связью (ременная передача).

Определены размеры конструктивных элементов зубчатых колес, корпуса редуктора.

Расчет шпоночных соединений, проверка подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности, расчеты тихоходного вала на статическую прочность и выносливость.

Разработана система смазки передачи и подшипников.

Разработана конструкция привода и редуктора, выполнены основные чертежи.

Литература

1. Иванов М.Н., Финогенов В.А. Детали машин. - М.: Высшая школа, 2001.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 2007.

3. Проектирование механических передач / С.А. Чернавский и др. - М.: Машиностроение, 1984.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. - в 3 т.- М.: Машиностроение, 2000.

5. Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.: учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. - Л.: Машиностроение, 1984.

6. Подшипники качения. Справочник / Р.Д. Бейзельман, Б.В. Цыпкин, Л.А. Перель. - М.: Машиностроение, 1975.

8. ГОСТ 2.106-96. Текстовые документы. - Минск: ИПК Издательство стандартов, 1997.

9. Анфимов М.И. Редукторы. Конструкции и расчет. - М.: Машиностроение, 1993.

10. Детали машин. Атлас конструкций / под ред. Д.Н. Решетова - М.: Машиностроение, 1979.

11. Конструкция и расчет зубчатых редукторов / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, Е.Г. Глухарев. - Л.: Машиностроение, 1971.

12. Поляков В.С., Барбаш И.Д. Муфты. - Л.: Машиностроение, 1973.

13. Орлов П.И. Основы конструирования. Справочно-методическое пособие. В 2 кн. - М.: Машиностроение, 1988.

14. Гилета В.П. Детали машин. Расчет и конструирование зубчато-ременных передач. - Новосибирск: изд-во НГТУ, 2001.

Размещено на Allbest.ru