Зубчатая передача
Кинематическая схема приводного устройства, срок службы. Нагрузка валов редуктора. Эскиз быстроходного вала. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов. Проверочный расчет подшипников. Конструктивная компоновка привода. Подбор муфты.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | дипломная работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 09.06.2020 |
| Размер файла | 943,9 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Введение
Зубчатая передача - механизм, предназначенный для передачи вращательного движения от одного вала к другому с помощью находящихся в зацеплении зубчатых колес. Зубчатые передачи могут быть с внешним и внутренним зацеплением. По применению и распространению зубчатые передачи занимают первое место.
Конические зубчатые колеса применяют в передачах между валами, оси которых расположены под углом. Основное применение имеют передачи с пересекающимися под углом 90° осями, т. е. ортогональные передачи. Передачи с межосевым углом, не равным 90°, применяют редко из-за сложности форм и технологии изготовления корпусных деталей, несущих эти передачи, хотя для изготовления самих колес межосевой угол передачи не имеет значения.
Конические колеса выполняют с прямыми, тангенциальными, круговыми и другими криволинейными зубьями. В конических передачах для обеспечения при сборке правильного контакта зубьев предусматривают возможность осевой регулировки зубчатых колес.
Несущая способность конических зубчатых передач с повышенным перекосом осей (от консольного расположения, недостаточной жесткости валов и корпусов) может быть несколько повышена даже по сравнению с передачами, имеющими круговой зуб, выполнением зубьев двояковыпуклыми и вогнутыми. Обе стороны зуба шестерни нарезают выпуклыми, а колеса -- вогнутыми. Выигрыш получается вследствие того, что удельная жесткость пары зубьев не меняется по длине зубьев и пятно контакта при деформации валов не смещается[3].
Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы, а при монтаже обеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, значительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что, по опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки механизмов иногда необходимо располагать валы под углом [4].
По применению и распространению в различных областях конические передачи пользуются большим спросом. В любой отрасли машиностроении, приборостроения, на транспорте, а также находят широкое применение: автомобили, тракторы, станки, самолёты, электронно-вычислительные машины, измерительные приборы [1].
1. Кинематическая схема приводного устройства. Срок службы привода
Вычерчиваем кинематическую схему приводного устройства (рисунок 1.1).
1 - двигатель; 2 - плоскоременная передача; 3 - конический редуктор;
4 - цепная муфта; 5 - барабан.
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода
Ресурс привода определяем по формуле:
|
, |
(1.1) |
где Lг - срок службы привода;
tс ? продолжительность смены;
Lс - число смен.
.
Принимает время простоя 15% ресурса, тогда
.
Рабочий ресурс привода принимаем .
Таблица 1.1 - Эксплуатационные характеристики
|
Место установки |
Lг |
Lс |
tс |
Lh |
Характер нагрузки |
Режим работы |
|
|
Лебедка |
4 |
2 |
8 |
20·103 |
Легкие толчки |
реверсивный |
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
Требуемую мощность на приводном валу вибросмесителя определяем по формуле:
|
, |
(2.1) |
где F - тяговая сила на лопастях;
V - скорость перемещения смеси;
з - коэффициент полезного действия редуктора.
Определяем коэффициент полезного действия редуктора,
|
, |
(2.2) |
где - КПД пары подшипников качения, ;
- КПД пары подшипников скольжения, ;
- КПД закрытой конической передачи, ;
- КПД открытой ременной передачи, ;
- КПД муфты, ;
k - число пар подшипников качения, k=2.
Определяем требуемую мощность электродвигателя
|
; |
(2.3) |
.
Определяем номинальную мощность электродвигателя, Рном. из условия
|
Рном. Рэд; |
(2.4) |
Значение Рном. выбираем по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Рдв.
.
Частоту вращения лопастей определяем по формуле:
|
, |
(2.5) |
где D - наружный диаметр лопастей.
.
Определяем максимальное допускаемое отклонение частоты вращения лопастей:
|
(2.6) |
|||
|
(2.7) |
где д - допускаемое отклонение скорости смеси.
.
Определяем допускаемую частоту вращения лопастей с учетом отклонения, приняв :
Выбираем асинхронный электродвигатель типа 4А132S4 с параметрами: номинальная мощность Рном=7,5 кВт; синхронная частота вращения n=1500 об/мин, скольжение s = 3,0 %, диаметр выходного конца ротора d = 38 мм.
Определяем номинальную частоту вращения ротора электродвигателя
|
; |
(2.8) |
.
Определяем передаточное отношение привода
|
; |
(2.9) |
.
Предварительно принимаем передаточное отношение конической передачи uзп=4,0, тогда передаточное отношение открытой передачи:
|
; |
(2.10) |
.
Определяем фактическое значение передаточного отношения привода
|
uф = uзп · uоп; |
(2.11) |
uф =6,3·2,5=15,75.
Определяем отклонение от требуемого передаточного отношения привода (допускается расхождение 5%)
|
(2.12) |
Определяем частоты вращения валов
|
; |
(2.13) |
||
|
; |
(2.14) |
Определяем мощности на валах привода
|
(2.15) |
|||
|
(2.16) |
|||
|
(2.17) |
Найдем угловые скорости вращения валов
|
(2.18) |
|||
|
(2.19) |
где ? угловая частота вращения ведущего вала;
? угловая частота вращения ведомого вала.
Рассчитаем вращающие моменты по формуле
|
(2.20) |
|||
|
(2.21) |
|||
|
(2.22) |
Занесем полученные значения в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 - Силовые и кинематические параметры привода
|
Тип двигателя: 4А132S4; nном. = 1500 об/мин; Рном.дв. = 7,5 кВт. |
|||||||
|
Параметр |
Передача |
Параметр |
Двигателя |
Редуктора |
|||
|
Закрытая (редуктор) |
Открытая (ременная) |
||||||
|
Быстроходный |
Тихоходный |
||||||
|
Передаточное число, u |
6,3 |
2,5 |
Расчетная мощность Р, кВт |
6,081 |
7,1 |
6,7 |
|
|
Угловая частота щ, рад/с |
60,95 |
9,7 |
|||||
|
КПД, з |
0,86 |
Частота вращения n, об/мин |
730 |
1455 |
582 |
||
|
Вращающий момент T, Н*м |
98,2 |
123,1 |
292,4 |
3. Расчет ременной передачи
3.1 Проектный расчет ременной передачи
Для проектируемой передачи примем ремни плоские резинотканевые по ГОСТ 23831-79.
Рассчитаем диаметр ведущего шкива:
|
; |
(3.1) |
Принимаем диаметр ведущего шкива по ГОСТ 17383-73 d1 = 400 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива с учетом упругого скольжения ? = 0,01:
|
; |
(3.2) |
Принимаем диаметр ведомого шкива по ГОСТ 17383-73 d2 = 1000 мм.
Определяем фактическое передаточное число и его отклонение от требуемого (Дu ? 4%):
|
; |
(3.3) |
;
.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
|
; |
(3.4) |
Определяем расчетную длину ремня, соответствующую принятому межосевому расстоянию а = 2800 мм:
|
; |
(3.5) |
.
Принимаем стандартную длину ремня l = 8000 мм.
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине l:
; (3.6)
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 80 мм для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 200 мм.
Определяем угол обхвата ведущего шкива (угол б1 должен быть ?150°):
; (3.7)
.
Определяем окружную скорость ремня:
, (3.8)
где [х] - допускаемая скорость, [х]=35 м/с.
Условие выполнено.
Определяем частоту пробегов ремня:
, (3.9)
где [U] - допускаемая частота пробега, [U]=15 с-1.
.
Условие выполнено.
Рассчитываем окружную силу, передаваемую ремнем:
; (3.10)
.
Рассчитываем допускаемую удельную окружную силу:
, (3.11)
где [k0] - допускаемая приведенная удельная окружная сила, [k0] = 2,32 Н/мм2;
Си - коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, Си= 1;
Сб - коэффициент угла обхвата б, на меньшем шкиве, Сб = 0,965;
Сх - коэффициент влияния натяжения от центробежной силы, Сх= 0,978;
Ср - коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, Ср = 0,8;
Сd - коэффициент влияния диаметра меньшего шкива, Сd= 1,2;
СF - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между кордшнурами и уточными нитями плоского ремня, СF= 0,85.
.
Определяем ширину ремня:
, (3.12)
где д - толщина ремня, д=2,8 мм.
.
Принимаем стандартную ширину ремня b=125 мм, стандартное значение ширины шкива B=140 мм.
Определяем площадь поперечного сечения ремня:
; (3.13)
.
Определяем силу предварительного натяжения ремня:
, (3.14)
где у0 - предварительное напряжение, у0 =2 КПа.
Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня:
; (3.15)
; (3.16)
Определяем силу давления ремня на вал:
(3.17)
3.2 Проверочный расчет ременной передачи
Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви:
(3.18)
(3.19)
(3.20)
(3.21)
где у1 ? напряжение растяжения;
уи ? напряжения изгиба;
уи ? напряжения от центробежных сил;
[у]р ? допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней [у]р =8 КПа;
Еи ? модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней, Еи =100 мм2;
с ? плотность материала ремня для плоских ремней, с = 1150 кг/м3.
Условие выполнено.
Занесем полученные значения в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Параметры плоскоременной передачи
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Тип ремня |
Б-800 |
Частота пробегов ремня U, с-1 |
0,7 |
|
|
Межосевое расстояние а, мм |
2916 |
Диаметр ведущего шкива d1, мм |
400 |
|
|
Толщина ремня д, мм |
2,8 |
Диаметр ведомого шкива d2, мм |
1000 |
|
|
Ширина ремня b, мм |
125 |
Максимальное напряжение ремня уmax, КПа |
3,75 |
|
|
Длина ремня l, мм |
8000 |
Предварительное натяжение ремня F0, Н |
700 |
|
|
Угол обхвата ведущего шкива б1, град. |
168 |
Сила давления ремня на вал Fоп, Н |
1393 |
4. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений
Выберем для изготовления шестерни сталь 40Х, для колеса сталь 40Х, термообработка - улучшение (НВ2= 235…262) для колеса и улучшение (НВ1= 269…302) для шестерни.
Определим среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев шестерни HB1ср и колеса HB2ср
Разность средних твердостей лежит в допустимых пределах (20...50).
Предельные размеры для шестерни: Dпред=125 мм, Sпред=80 мм, для колеса:Dпред=200 мм, Sпред=125 мм.
Механические характеристики сталей для шестерни: [у]в=900 КПа, [у]-1=410 КПа; для колеса: [у]в=790 КПа, [у]-1=375 КПа.
Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса
(4.1)
(4.2)
где NH0 - число циклов перемены напряжений, соответствующие пределу выносливости;
N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы.
(4.3)
(4.4)
где щ - угловая скорость соответствующего вала;
Lh? срок службы привода.
Так как N>NH0, то KHL=1.
Определим контактные напряжения [у]Н для колеса и шестерни
; (4.5)
Получаем что . Значит
. (4.6)
Следовательно, допускаемы напряжения для колеса и шестерни будут равны
Вычислим допускаемые напряжения при изгибе для колеса и шестерни
. (4.7)
Исходя из того, что срок действия редуктора неограничен, то=1.
Получаем что
; (4.8)
Для реверсивных передач уменьшаем на 25 %, поэтому
Расчет модуля зацепления будем вести по меньшему из двух значений допускаемого напряжения при изгибе, то есть по значению.
Таблица 4.1 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
|
Элемент передачи |
Марка стали |
Dпред |
Термообработка |
НВср |
у В |
у -1 |
[у]H |
[у]F |
|
|
Sпред |
КПа |
||||||||
|
Шестерня |
40Х |
125 |
Улучшен. |
285,5 |
900 |
410 |
580,9 |
294,07 |
|
|
80 |
|||||||||
|
Колесо |
40Х |
200 |
Улучшен. |
248,5 |
790 |
375 |
514,3 |
255,96 |
|
|
125 |
5. Расчет закрытой конической зубчатой передачи редуктора
5.1 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Определим внешний делительный диаметр колеса:
, (5.1)
где- коэффициент вида конических колес, ;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, .
По ГОСТ 6636-69 принимаем
Определим углы делительных конусов шестерни и колеса:
(5.2)
; (5.3)
Найдем внешнее конусное расстояние:
; (5.4)
Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса:
, (5.5)
Где ? коэффициент ширины венца, .
Принимаем b=71 мм.
Вычислим внешний окружной модуль:
|
, |
(5.6) |
где - коэффициент вида конических колес, ;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, .
.
Определим число зубьев колеса и шестерни
|
; |
(5.7) |
||
|
; |
(5.8) |
Примем z2=120, z1=19.
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного u:
; (5.9)
; (5.10)
Условие выполнено.
Вычислим действительные углы делительных косинусов шестерни и колеса
(5.11)
; (5.12)
Для конических передач выбираем коэффициент смещения инструмента для шестерни с круговыми зубьями. Коэффициенты смещения колес соответственно:
; (5.13)
.
Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса. Определим делительный диаметр для шестерни и колеса :
; (5.14)
; (5.15)
Найдем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса
; (5.16)
; (5.17)
Найдем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса
; (5.18)
; (5.19)
По полученным значениям определим средний делительный диаметр шестерни и колеса :
; (5.20)
; (5.21)
5.2 Проверочный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Проверим пригодность заготовок шестерни и колеса. Условия пригодности
; (5.12)
, (5.22)
Где - диаметр заготовки шестерни;
- толщина диска заготовки колеса;
- предельные размеры.
Проверим контактные напряжения:
, (5.23)
где Ft - окружная сила в зацеплении;
КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями, КНб=1;
КНн - коэффициент динамической нагрузки.
; (5.24)
.
Коэффициент динамической нагрузкиКНнзависит от окружной скорости колес:
; (5.25)
.
При окружной скорости и степени точности передачи 9, коэффициент динамической нагрузки КНн=1,03. Тогда контактное напряжение будут равно:
.
Условие выносливости выполняется.
Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
|
; |
(5.26) |
||
|
, |
(5.27) |
Где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес, ;
и - коэффициенты формы зубьев, , ;
- коэффициент наклона зубьев, .
Напряжения изгиба зубьев шестерни уF1 и колеса уF2 меньше допускаемых, что допустимо.
Полученные значения занесем в таблицу 5.1.
Таблица 5.1 - Параметры зубчатой конической передачи, мм
|
Проектный расчет |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Внешнее конусное расстояние Re, мм |
243,005 |
Внешний делительный диаметр: |
|
|
|
шестерни dе1, мм |
76,07 |
|||
|
колеса dе2, мм |
480,47 |
|||
|
Внешний окружной модуль mte, мм |
4,004 |
Внешний диаметр окружности вершин: |
|
|
|
|
||||
|
Ширина зубчатого венца b, мм |
71 |
шестерни dae1, мм |
84,44 |
|
|
колеса dae2, мм |
481,79 |
|||
|
Число зубьев: шестерни z1 |
19 |
Внешний диаметр окружности впадин: |
|
|
|
колеса z2 |
120 |
|
||
|
Вид зубьев |
с круговыми зубьями |
шестерни dfe1, мм |
70,17 |
|
|
Угол делительного конуса, град: |
|
колеса dfe2, мм |
479,53 |
|
|
|
Средний делительный диаметр: |
|
||
|
шестерни д1 |
8,99125 |
шестерни d1, мм |
65,20 |
|
|
колеса д2 |
81,00875 |
колеса d2, мм |
411,76 |
|
|
Контактные напряжения уH, КПа |
Допускаемое значение |
Расчетное значение |
||
|
514,3 |
462,1 |
|||
|
Напряжения изгиба, КПа |
уF1 |
220,55 |
118,47 |
|
|
уF2 |
191,97 |
121,82 |
6. Нагрузка валов редуктора
Редукторные валы испытывают два вида деформации ? изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в убчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
В проектируемом приводе конструируются конический редуктор с круговым зубом ?в = 35°.
Окружную силу в зацеплении определяем по формуле:
|
; |
(6.1) |
||
|
; |
(6.2) |
Радиальную силу в зацеплении определяем по формуле:
|
; |
(6.3) |
||
|
, |
(6.4) |
где Fa1-осевая сила в зацеплении на шестерне;
гr - коэффициент радиальной силы.
|
; |
(6.5) |
Осевую силу в зацеплении определяем по формуле:
|
; |
(6.6) |
||
|
, |
(6.7) |
где га - коэффициент осевой силы.
|
; |
(6.8) |
В проектируемом приводе конструируется открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходные концы валов. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей редуктор с вибросмесителем.
Консольную нагрузку ременной передачи определяем по формуле:
|
(6.9) |
Консольную нагрузку муфты на тихоходном валу определяем по формуле:
|
(6.10) |
Рисунок 6.1
7. Проектный расчёт валов. Эскизная компоновка редуктора
Предварительный расчет валов выполняется по напряжениям кручения, не учитывая при этом напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: . При этом меньшие значения - для быстроходных валов, а большие- для тихоходных.
7.1 Быстроходный вал
Определим диаметр первой ступени вала под элемент закрытой передачи:
|
; |
(7.1) |
||
|
, |
(7.2) |
где Мк=Т?крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
По ГОСТ 6636-69 принимаем
Определим диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
|
, |
(7.3) |
где t- высота буртика, t=3 мм;
.
Принимаем d2б = 60 мм.
Определим диаметр пятой ступени вала упорная или под уплотнение, d5б, в зависимости от d2б:
d5б = M602,0.
Определим диаметр четвёртой ступени под подшипник:
|
d4б = d5б + (2…4); |
(7.4) |
d4б = 60 + 4 = 64 мм.
Принимаем d4б = 65 мм.
Для быстроходного вала выбираем подшипники роликовые конические однорядовые - 7213.
Определим диаметр третей ступени под шестерню:
|
d3б = d4б + 3,2·r, |
(7.5) |
где r - координата фаски подшипника, r = 3 мм.
d3б = 65 + 3,2·3 = 74,6 мм.
По ГОСТ 6636-69 принимаем d3б = 75 мм.
Длину третьей и четвертой ступеней определим графически.
Определим длину второй ступени:
|
; |
(7.6) |
По ГОСТ 6636-69 принимаем .
Определим длину пятой ступени:
|
; |
(7.6) |
Эскиз быстроходного вала показан на рисунке 7.1.
Рисунок 7.1 - Эскиз быстроходного вала
7.2 Тихоходный вал
Определим диаметр первой ступени вала под муфту:
|
; |
(7.8) |
||
|
, |
(7.9) |
где Мк=Т ? крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу.
По ГОСТ 6636-69 принимаем
Определим диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
|
; |
(7.10) |
||
|
, |
(7.11) |
где t- высота буртика, t=3,3 мм;
;
Принимаем d2т = 95 мм,
Определим диаметр третей ступени под зубчатое колесо:
|
d3т = d2т + 3,2·r, |
(7.12) |
где r - координата фаски подшипника, r = 3,5 мм.
d3т = 95 + 3,2·3,5 =106,2 мм.
По ГОСТ 6636-69 принимаем
? определяем графически на эскизной компоновке.
Определим диаметр четвертой ступени под подшипник:
|
d4т = d2т; |
(7.13) |
||
|
; |
(7.14) |
d4т =95 мм.
Для тихоходного вала выбираем подшипники роликовые конические однорядовые - 7219.
Определим длину ступени:
Определим диаметр пятой ступени - упорной или под резьбу:
|
·ѓ, |
(7.15) |
где ѓ - величина фаски ступицы, f = 2 мм.
По ГОСТ 6636-69 принимаем = 120 мм.
?определяем графически на эскизной компоновке.
Эскиз тихоходного вала показан на рисунке 7.2.
Рисунок 7.2 - Эскиз тихоходного вала
Определяем наружный диаметр и длину ступицы колеса
|
; |
(7.16) |
||
|
, |
(7.17) |
где d - внутренний диаметр ступицы, равный диаметру 3-й ступени тихоходного вала.
;
.
Определим расстояние между точками приложения реакций для конических однорядных подшипников
|
, |
(7.19) |
где d - номинальный диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника;
D - номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца подшипника;
Т - номинальная монтажная высота подшипника;
е - коэффициент влияния осевого нагружения.
Определим зазоры между внутренней поверхностью стенок редуктора и вращающейся поверхности колеса для предотвращения задевания
|
; |
(7.20) |
Такой же зазор предусмотрели от вращающихся поверхностей шестерни до внутренней поверхности корпуса.
|
, |
(7.21) |
где D - диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.
Расстояние между корпусом и поверхностью колёс принимается
|
; |
(7.22) |
8. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов
Как уже было найдено ранее (п. 6) окружная сила на шестерне и колесеFt1 = Ft2 = 8415Н.
Осевая сила на шестерне и радиальная сила на колесеFа1 = Fr2 = 6397Н.
Радиальная сила на шестерне и осевая сила на колесе Fа2 = Fr1 = 2736Н.
Консольная сила, приложенная к муфте тихоходного вала,.
Сила давления ремня на валFоп=1393 Н.
|
Fх=Fоп·cos60°; |
(8.1) |
||
|
Fх=Fоп·sin60°; |
(8.2) |
Fх= 1393·cos30°=1206 Н;
Fy= 1393·sin30°=696 Н.
8.1 Расчётная схема быстроходного вала редуктора
Вычерчиваем схему нагружения быстроходного вала (рисунок 8.1).
Исходные данные:
d1 = 0,0652 м - диаметр делительной окружности шестерни;
l1 = 0,0645 м;
lБ= 0,0868 м;
lоп = 0,0953 м.
l1, lБ, lоп определяем из эскизной компоновки.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости
|
; |
(8.3) |
||
|
; |
(8.4) |
||
|
; |
(8.5) |
|
; |
(8.6) |
||
|
; |
(8.7) |
||
|
; |
(8.8) |
Проверка
|
; |
(8.9) |
||
|
; |
(8.10) |
Значит реакции опор найдены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях 1…4, . Определяем изгибающие моменты
|
; |
(8.11) |
||
|
; |
(8.12) |
||
|
; |
(8.13) |
||
|
; |
(8.14) |
||
|
; |
(8.15) |
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
|
; |
(8.16) |
||
|
; |
(8.17) |
||
|
; |
(8.18) |
|
; |
(8.19) |
||
|
; |
(8.20) |
|
; |
(8.21) |
Проверка
|
; |
(8.22) |
||
|
; |
(8.23) |
.
Значит реакции опор найдены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1…4, . Определяем изгибающие моменты
|
; |
(8.24) |
||
|
; |
(8.25) |
||
|
; |
(8.26) |
||
|
; |
(8.27) |
Строим эпюру крутящих моментов. Определим крутящий момент
|
; |
(8.28) |
Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках
|
; |
(8.29) |
||
|
; |
(8.30) |
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,
; (8.31)
; (8.32)
Эпюра изгибающих и крутящих моментов для быстроходного вала представлена на рисунке 8.1.
Рисунок 8.1 - Расчётная схема быстроходного вала
8.2 Расчётная схема тихоходного вала редуктора
Вычерчиваем схему нагружения тихоходного вала (рисунок 8.2)
Исходные данные:
d2 = 0,41176 м - диаметр делительной окружности колеса;
lт = 0,38140 м.
lм= 0,09738м.
lт, lм определяются из эскизной компоновки.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости
; (8.33)
; (8.34)
; (8.35)
; (8.36)
; (8.37)
; (8.38)
Проверка
; (8.39)
; (8.40)
.
Значит реакции опор найдены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси z в характерных сечениях 1…4, . Определяем изгибающие моменты
; (8.41)
; (8.42)
; (8.43)
; (8.44)
; (8.45)
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости
; (8.46)
; (8.47)
; (8.48)
; (8.49)
; (8.50)
; (8.51)
Проверка
; (8.52)
; (8.53)
Значит реакции опор найдены верно.
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси у в характерных сечениях 1…4, . Определяем изгибающие моменты
; (8.54)
; (8.55)
; (8.56)
; (8.57)
Строим эпюру крутящих моментов. Определим крутящий момент
; (8.58)
Определяем суммарные радиальные реакции в подшипниках
; (8.59)
; (8.60)
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях
|
; |
(8.61) |
||
|
; |
(8.62) |
Эпюра изгибающих и крутящих моментов для тихоходного вала представлена на рисунке 8.2.
Рисунок 8.2 - Расчётная схема тихоходного вала
9. Проверочный расчет подшипников
Предварительно выбранные подшипники:
роликовые конические однорядовые типа 7213для быстроходного вала;
роликовые конические однорядовые типа 7219 для тихоходного вала.
Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчётной динамической грузоподъемности Сrp с базовой Сr или базовой долговечности L12h с требуемой Lh по условиям
, (9.1)
где Сrp- расчетная динамическая грузоподъемность;
Сr- базовая динамическая грузоподъемность.
Для подшипников типа 7213, для подшипников типа 7219.
, (9.2)
где L12h- базовая долговечность;
Lh-требуемая долговечность для зубчатых редукторов, Lh=12·103 ч.
Расчетная динамическая грузоподъемность определяется по формуле
; (9.3)
, (9.4)
где RE - эквивалентная динамическая нагрузка;
m - показатель степени, для роликовых подшипников m = 3,33;
а1 - коэффициент надежности, при безотказной работе подшипникаa1 = 1;
a23 - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качество его эксплуатации, для роликовых подшипников а23 = 0,6…0,7;
n - частота вращения вала.
Осевую составляющую радиальной нагрузки роликовых конических подшипников определяем по формуле
, (9.5)
где е - коэффициент влияния осевого нагружения;
Rr1- суммарная реакция подшипника.
Осевая нагрузка подшипников, установленных враспор
; (9.6)
; (9.7)
Найдем отношения
, (9.8)
где V - коэффициент вращения, V=1.
Эквивалентную динамическую нагрузку найдём по формулам
; (9.9)
, (9.10)
где ? коэффициент безопасности,;
Кт - температурный коэффициент. Для рабочей температуры подшипника до 100 °C КТ = 1;
Y -коэффициент осевой нагрузки, Y=1,48;
X - коэффициен традиальной нагрузки, Х=0,4.
Подшипник А более нагружен так как 24401 Н >10621 Н, следовательно расчет на динамическую грузоподъёмность и долговечность проведем для него
Сrp = 106487 Н< 120600 Н.
Найдем базовую долговечность, L12h
.
>12000 ч значит подшипник пригоден.
9.2 Тихоходный вал
Расчётная динамическая грузоподъёмность определяем по формуле (9.3), а базовую долговечность - (9.4)
Осевую составляющую радиальной нагрузки роликовых конических подшипников определяем по формуле (9.5)
Подшипники устанавливаются враспор
Ra3 = Rs3; (9.11)
Ra4 = Ra3 + Fa2; (9.12)
Ra3 = 2021H;
Ra4 = 2021+2736 =4757H.
Найдем отношения (9.8)
;
.
Эквивалентную динамическую нагрузку найдётся по формулам
; (9.13)
; (9.14)
Подшипник D более нагружен так как 12582 Н>6957 Н. Поэтому расчёт на динамическую грузоподъёмность и долговечность проведем для него по формуле (9.3)
Сrp = 49397 Н<226600 Н.
Найдем базовую долговечность по формуле (9.4)
.
>12000 ч значит подшипник пригоден.
Основные размеры и эксплуатационные характеристики анализируемых подшипников приведены в таблице 9.1.
Таблица 9.1 - Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников
|
Вал |
Подшипник |
Размеры , мм |
Динамическая грузоподъёмность, Н. |
Долговечность, ч |
|||
|
Сrp |
Cr |
L12h |
Lh |
||||
|
Б |
7212 |
65Ч120Ч24,75 |
106487 |
120600 |
14101 |
12000 |
|
|
Т |
7219 |
95Ч170Ч34,5 |
49397 |
226600 |
1915017 |
12000 |
10. Конструктивная компоновка привода
Определяем конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора
|
(10.1) |
|||
|
(10.2) |
|||
|
(10.3) |
|||
|
(10.4) |
|||
|
(10.5) |
|||
|
(10.6) |
где- толщина стенок корпуса и крышки;
- толщина верхнего пояса корпуса и пояса крышки;
t- толщина нижнего пояса корпуса;
C- толщина ребер жесткости корпуса.
Подставили числовые значения
Корпус и крышку редуктора изготовим литьём из серого чугуна.
Диаметрыфундаментныхболтовd1, болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника,d2 и болтов, соединяющих крышку с корпусом, d3 определяем по формулам
|
(10.7) |
|||
|
(10.8) |
|
(10.9) |
Принимаем фундаментальные болты с резьбой М30, болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, с резьбой М22 и болтов, соединяющих крышку с корпусом, с резьбой М18.
Ширину фланца для крепления редуктора к фундаменту определяем по формуле
|
(10.10) |
Принимаем К2=63.
Определяем ширина фланца соединения корпуса и крышки редуктора около подшипников
|
(10.11) |
Ширину пояса К1назначаем на 2…8 мм меньше К, принимаем К1=46 мм.
11. Подбор муфты
приводной редуктор подшипник муфта
Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала вибросмесителя применяем цепную муфту.
Определяем расчетный момент
|
, |
(11.1) |
где Кр - коэффициент режима нагрузки, принимаем Кр= 1,5;
Т2 - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;
- номинальный момент.
.
По ГОСТ 20742-93 выбираем муфту цепную с номинальным моментом Т =4000 Н•м, для которой d = 85 мм, D = 310 мм, L = 344 мм.
12. Проверочные расчёты (шпонок, стяжных болтов, валов)
12.1 Проверочный расчёт шпонок
Шпонкой называют деталь, устанавливаемую в пазах соприкасающихся деталей или сборочных единиц и препятствующую их относительному повороту или сдвигу. Шпонки преимущественно применяют для передачи вращающего момента от вала к ступице шкива, звездочки, зубчатого колеса и так далее или наоборот.
Призматические шпонки, применяемые в редукторах, проверяют на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала - под колесом и под муфтой и одна шпонка на быстроходном валу - под элементом открытой передачи.
Быстроходный вал
Условие прочности
|
, |
(12.1) |
где Ft - окружная сила на валу;
Асм - площадь смятия;
[у]см - допускаемое напряжение на смятие, [у]см=110КПа.
Определим площадь смятия
|
, |
(12.2) |
где lp- рабочая длина шпонки;
h - сечение шпонки, h = 10 мм;
t1 - глубина паза вала, t1 = 6 мм.
|
, |
(12.3) |
где b - сечение шпонки, b = 16 мм;
l - полная длина шпонки, l = 50 мм.
lp = 50 - 16 = 34 мм.
Найдем площадь смятия
мм2.
Найдем напряжение на смятие
Условие прочности выполняется.
Примем для быстроходного вала шпонку 16Ч10Ч50 ГОСТ 23360-78.
Тихоходный вал
При диаметре под ступицу d = 110 мм, примем l = 70 мм, b = 25 мм, h = 14 мм, t1 = 9 мм.
Найдем рабочую длину шпонки по формуле (12.3)
lp = 70 - 25 = 45 мм.
Найдем площадь смятия по формуле (12.2)
мм2.
Найдем напряжение на смятие по формуле (12.1)
Условие прочности выполняется.
Примем под ступицу тихоходного вала шпонку 25Ч14Ч70 ГОСТ 23360-78.
При диаметре под ступицу d = 95 мм, примемl = 70 мм, b = 25 мм, h = 14 мм, t1 = 9 мм.
Найдем рабочую длину шпонки по формуле (12.3)
lp = 70 - 25 = 45 мм.
Найдем площадь смятия по формуле (12.2)
мм2.
Найдем напряжение на смятие по формуле (12.1)
Условие прочности выполняется.
Примем под ступицу тихоходного вала шпонку 25Ч14Ч70 ГОСТ 23360-78.
12.2 Проверочный расчёт стяжных болтов
Стяжные болты диаметром d2 подшипниковых узлов - наиболее ответственные резьбовые детали редуктора, расположенные попарно около отверстий под подшипники. Их назначение - воспринимать силы, передаваемые на крышку редуктора внешними кольцами подшипников, и сжимать фланцы крышки и основания корпуса для предотвращения их раскрытия и утечки масла.
Для изготовления болтов выбираем сталь 30, класса прочности 5.6.
Стяжные болты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения
|
(12.4) |
где Fр - расчетная сила затяжки болтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой; А - площадь опасного сечения болта;
[у] - допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке.
|
(12.5) |
где ут - предел текучести для стали 30, ут = 300 КПа.
|
, |
(12.6) |
где К3 - коэффициент затяжки, К3 =2,5…4;
х - коэффициент основной нагрузки, х=0,4…0,5;
Fв - сила, воспринимаемая одним стяжным болтом.
|
(12.7) |
где Ry -большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников быстроходного или тихоходного вала, Ry = 4675 Н.
|
(12.8) |
где dр - расчетный диаметр болта.
|
(12.9) |
где d2 - наружный диаметр болта, d2 =14 мм;
р - шаг резьбы, р=1,75 мм.
Условие выполняется. Выбранные винты выдерживают заданную нагрузку.
12.3 Проверочный расчет валов
Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. При этом расчет отражает разновидности цикла напряжений изгиба и кручения, усталостные характеристики материала валов, размеры, форму и состояние поверхности. Проверочный расчет проводится после завершения конструктивной компоновки и установления окончательных размеров валов.
В уточненном расчете валов находим коэффициент запаса прочности в опасном сечении и сравнение его с допустимым
|
(12.10) |
где и Sф - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям;
[S] - допускаемый запас прочности в опасных сечениях вала,[S] = 1,6…2,1.
|
(12.11) |
|||
|
(12.12) |
|
(12.13) |
|||
|
(12.14) |
|||
|
(12.15) |
|||
|
, |
(12.16) |
где у-1 и ф-1 - пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения;
(Ку)D, (Кф)D-коэффициентыконцентрации напряжений;
М - суммарный изгибающий момент в данном сечении;
Мк - крутящий момент;
Wнетто - осевой момент сопротивления сечения вала;
- полярный момент инерции сопротивления сечения вала.
|
; |
(12.17) |
||
|
(12.18) |
|||
|
(12.19) |
|||
|
(12.20) |
|||
|
(12.21) |
где Кd - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения для изгиба Кd= 0,7 и для кручения Кd= 0,7;
КF - коэффициент влияния шероховатости, КF= 1,5.
Материал валов Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71 вид термообработки ? улучшение, у-1=420 КПа.
Быстроходный вал
Расчет ведется по опасному сечению A, так как в данном сечении возникают наибольшие эквивалентные напряжения и присутствуют концентраторы напряжений.
Эффективные коэффициенты концентрации напряженийКу=1,65,Кф=1,45.
Условие выполнено.
Так как коэффициент запаса прочности, полученный в результате расчета, больше допускаемого, вал достаточно прочный.
Тихоходный вал.
Расчет ведется по опасному сечению С, так как в данном сечении возникают наибольшие эквивалентные напряжения и присутствуют концентраторы напряжений.
Эффективные коэффициенты концентрации напряженийКу=1,65,Кф=1,45.
Условие выполнено.
Так как коэффициент запаса прочности, полученный в результате расчета, больше допускаемого, вал достаточно прочный.
13. Выбор посадок основных деталей редуктора
Неподвижность соединения деталей, охватывающих одна другую, можно обеспечить без применения специальных соединительных деталей: шпонок, штифтов, болтов и так далее. Для этого необходимо между поверхностями обеспечить натяг.
По размеру зазоров и натягов различают ряд посадок. Один из них посадка с натягом, который обеспечивает натяг в соединении.
Соединения с натягом имеют упроченную технологию изготовления за счет отсутствия шпонки двух пазов в сопрягаемых деталях; они не чувствительны к реверсивным нагрузкам, хорошо воспринимают динамические нагрузки обеспечивают хорошие базирование, исключают ослабление вала шпоночным пазам. Недостаток этих соединений - трудоемкость сборки, сложность контроля качества соединения.
Пользуясь рекомендациями источника выбираем поля допусков для насаживания муфт, подшипников и колеса. Поля допусков приведены в таблице 13.1.
Таблица 13.1 - Поля допусков для насаживания муфт и подшипников
|
Вал |
Насаживаемая деталь |
Посадка |
Поле допуска |
|
|
Б Т Т Т |
подшипники муфта подшипники колесо |
натяг натяг натяг натяг |
k6 H7/m6 k6 H7/r6 |
14. Смазка зацепления и подшипников редуктора
Смазку применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.
В качестве способа смазки применим непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом. Для смазки колес редуктора по ГОСТ 17479.4-87 принимаем масло марки И-Г-А-46. Смазка осуществляется окунанием колеса в масляную ванну. Масло сливается через сливное отверстие, расположенное внизу корпуса, а заливается через смотровое отверстие.
Объем масляной ванны определяем из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности P2=6,7 кВт.
|
Vм=Р2•(0,4…0,8); |
(14.1) |
Vм=6,7•(0,4…0,8)=2,68…4,36 л.
Принимаем Vм=4 л.
Для контроля уровня масла применим круглый маслоуказательD=60 мм.
Подшипники будут смазываться из картера разбрызгиванием. Для смазывания подшипников быстроходного вала применим маслосборные желоба и просверленные отверстия.
15. Сборка редуктора
Сборка редуктора производится в следующем порядке.
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищаем и покрываем маслостойкой краской.
Сборку производим в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:
? на ведущий вал насаживаем роликоподшипники и распорную втулку, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 °С;
? в ведомый вал закладываем шпонку и напрессовываем зубчатое колеса до упора в бурт вала; затем устанавливаем роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладываем в основание корпуса редуктора и надеваем крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью трех конических штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого ставим крышки подшипников. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладываем войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяем проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны поворачиваться от руки) и закрепляем крышки винтами.
Далее регулируем подшипники и зубчатое зацепление.
Затем ввертываем пробку маслоспускного отверстия с прокладкой. Заливаем в корпус масло и закрываем смотровое отверстие крышкой с прокладкой; закрепляем крышку винтами.
Закладываем шпонки в выходные концы ведущего и ведомого валов.
С помощью муфт соединяем ведущий вал с валом электродвигателя, а ведомый с валом рабочей машины.
Заключение
В курсовой работе был разработан одноступенчатый конический редуктор с кривым зубом. На основании кинематического расчета выбран электродвигатель 4А132S4 с номинальной мощностью Pном= 7,5 кВт и частотой вращения 1455 об/мин. Подобрана сталь 40Х улучшенная для шестерни и сталь 40Х улучшенная для колеса. Определены силы, действующие в зацеплении, проведен проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев. Рассчитана плоскоременная передача. Выполнена эскизная компоновка редуктора. Подобраны подшипники: для быстроходного вала подшипники роликовые конические однорядные типа 7212и для тихоходного вала роликовые конические однорядные типа7219. Произведен расчет шпонок на смятие. Приняты призматические шпонки по ГОСТ 23360-78. Подобрана цепная муфта по ГОСТ 20742-93для тихоходного вала. Проведен уточненный расчет валов; коэффициент запаса прочности опасных сечений больше 2,1, что удовлетворяет условию усталостной прочности. Выбран способ смазки зацепления - непрерывное смазывание картерным непроточным способом, также выбран сорт масла И-Г-А-46. Разработаны необходимые чертежи.
Список использованных источников
1.Хруничева Т.В. Детали машин: типовые расчеты на прочность: учебное пособие. М.: ИД «ФОРУМ»: ИНФРА-М, 2011. - 224 с.: с ил.
2.Тюняев А. В., Звездаков В. П., Вагнер В. А.Т 98 Детали машин: Учебник. 2-е изд., испр. и доп.- СПб.: Издательство «Лань», 2013. - 736 с.: ил.
3.ГорбатюкС.М.Детали машин и основы конструирования: учеб.; подред. Горбатюка С.М.-М.: Изд. ДомМИСиС, 2014.
4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие Изд.2-е, перераб. и доп.- Калининград: Янтар. сказ, 2013г - 454с
Размещено на Allbest.ru
Подобные документы
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015Кинематический расчет привода. Выбор мощности двигателя, передаточных отношений привода. Определение оборотов валов, вращающих моментов. Срок службы приводного устройства. Выбор материала зубчатого колеса и шестерни. Подбор муфты, валов и подшипников.
курсовая работа [742,2 K], добавлен 05.05.2011Выбор материала зубчатой передачи и определение допускаемых напряжений. Определение нагрузок на валах. Расчетная схема быстроходного вала редуктора. Определение реакций в опорах. Расчет изгибающих моментов. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.
курсовая работа [261,2 K], добавлен 13.07.2012Срок службы приводного устройства. Выбор двигателя и материалов зубчатых передач, кинематический расчет привода. Расчет закрытой цилиндрической передачи. Нагрузки валов редуктора. Схема валов редуктора и проверка подшипников. Подбор и проверка муфт.
курсовая работа [1,5 M], добавлен 24.11.2014Кинематический расчет привода электродвигателя, определение требуемой мощности. Расчет быстроходного и тихоходного валов, подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора, подбор муфты. Проверка прочности шпоночного соединения.
курсовая работа [277,2 K], добавлен 12.06.2010Общий коэффициент полезного действия привода. Частота вращения приводного (выходного) вала, подбор электродвигателя. Расчет тихоходной ступени – прямозубой передачи. Эскизная компоновка редуктора. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 17.02.2015Определение механических свойств материалов электродвигателя, расчет параметров передачи. Конструирование валов редуктора: расчет диаметров валов, шпоночных соединений и чертежа вала редуктора. Расчет быстроходного вала и подбор подшипников качения.
контрольная работа [315,2 K], добавлен 09.08.2010Кинематический расчет привода. Расчет закрытой зубчатой косозубой передачи. Расчет тихоходного вала привода. Расчет быстроходного вала привода. Подбор подшипников быстроходного вала. Подбор подшипников тихоходного вала. Выбор сорта масла.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 16.05.2007Выбор электродвигателя и его кинематический расчет. Определение клиноременной передачи. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Нагрузка валов редуктора. Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр моментов. Выбор и назначение посадок.
курсовая работа [269,8 K], добавлен 28.12.2010Кинематический и силовой расчет привода, подбор электродвигателя. Этапы проектирования редуктора. Проверочный расчёт на изгибную выносливость быстроходной ступени. Определение валов на кручение. Схема сил и усилий в зацеплении. Расчёт быстроходного вала.
курсовая работа [519,0 K], добавлен 14.01.2011
