Конструкция клиноременной передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Позиция

Элементы схемы

Исходные данные

Значение

Электродвигатель

Окружное усилие на две

звездочки, F_t, кН

Клиноременная

Скорость тяговой цепи, v, м/с 0,4

Передача Число зубьев звездочки, z 9

Редуктор конический

Шаг тяговой цепи, Р, мм 100

Цепная передача

Твердость поверхности

зубьев, HB<350

Приводные звездочки

Долговечность, L_н, ч.? 8000

Число оборотов двигателя,

n_дв, об/мин1000

1. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

Определение мощности и частоты вращения двигателя

1. Определим требуемую мощность на выходе привода цепного конвейера:

Рвых = FЧ v = 11Ч 0, 4 = 4, 4 кВт.

2. Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

hобщ = (hрем) (hкон) (hц)2 (hподш)3, где h _рем - КПД клиноременной передачи, h_рем = 0,97;

h--_кон - КПД конической передачи, h_кон = 0,97;

h _оцп - КПД цепной передачи, h_ц = 0,92;

h_подш- КПД пары подшипников качения, h_подш = 0,99.

h_общ = (h_рем) (h_кон) (h_оцп) (h_подш)³ = (0,97)(0,97)(0,92)²(0,99)³ = 0,773.

3. Определим требуемую мощность электродвигателя с учетом КПД:

P_{треб.дв}= = = 5,7 кВт

4. Определим номинальную мощность двигателя. Обязательное условие выбора Р_дв.н ? Р_{треб.дв} . По техническому заданию синхронная частота вращения двигателя n_дв = 1000мин^-1. Двигатель выбирается нереверсивный.

Условиям выбора соответствует трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии АИР132M6У3 ТУ 16-526.621-85.

Номинальная мощность выбранного двигателя Рдв.н = 7, 5 кВт. Номинальная частота вращения n_дв.н = 960 мин^-1.

Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определим частоту вращения звездочек

n = 60 Ч1000 Ч V = 60 Ч1000 Ч 0, 4 = 27 мин-1.

^вых ZЧP 9 Ч100

2. Общее передаточное число определяется, как отношение частоты вращения выходного вала привода к частоте вращения входного вала:

U_общ = n_вх /n_вых= 960/ 27 = 36.

3. Общее передаточное число можно представить, как произведение передаточных чисел отдельных ступеней привода:

Uобщ = Uкон • Uоцп• Uрем.

Назначается: U_кон = 5, U_рем = 2 [1, стр 45, табл. 2.3].

U_оцп = 36/(2^.5) = 3,6.

Определение силовых и кинематических параметров привода

1. Характеристики первой ступени - вала двигателя:

передаваемая мощность: P₁ = P_дв = 7,5 кВт.

частота вращения вала: n₁ = n _{дв н} = 960 мин ^-1

крутящий момент: Т_i = = = 75 Н*м

2. Характеристики второй ступени - быстроходного вала конического редуктора: передаваемая мощность: P₂ = P₁ · ?_рем · з_подш= 7,5 · 0,97 · 0,99 = 7,2 кВт.

частота вращения вала: n₂ = = = 480 мин^-1

крутящий момент: Т_{2 = = = 143 Н*м}

3. Характеристики третьей ступени - тихоходный вал конического редуктора: передаваемая мощность: P₃ = P₂ · ?_кон·?_подш = 7,2 · 0,97 ? 0,99 = 6,9 кВт.

частота вращения вала: n₃ = = = 96 мин^-1

крутящий момент: Т_{3 = = = 688 Н*м}

2.Характеристики четвертой ступени - вал исполнительного механизма

передаваемая мощность:P₄ = P₃ · h_ц ·h_подш= 6,9 · 0,92 Ч 0,99 = 5,8 кВт.

частота вращения вала: n₄ = n3 = 96 = 27 мин^-1.

uоцп 3, 6

крутящий момент: Т_{4 = = = 2076 Н*м}

3. Расчет клиноременной передачи

1. Определение сечения ремня. По учебному пособию [2, с 83], с учетом n₁ = 960 мин^-1 и P₁ = 7,5 кВт выбирается сечение Б.

2. Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_1min. По [2, с. 87]

d_1min = 125 мм.

3. Задаемся диаметром ведущего шкива d₁. В целях повышения срока службы ремней принимаем диаметр ведущего шкива d₁ на 1-2 порядка выше. Примем d₁ = 160 мм.

4. Диаметр ведомого шкива:

d2 = d1 Ч uрем Ч (1---e ) ,

где е - коэффициент проскальзывания ремня, принимается е = 0,015.

d2 = d1 Чuрем Ч(1-e ) =160Ч 2Ч(1- 0,015) = 315, 2мм.

Принимается по ГОСТ 17383 - 73: d2 = 315 мм .

5. Фактическое передаточное отношение:

U_ф =

Рассчитаем погрешность передаточного числа:

?u =

Так как погрешность не превышает допустимую 3%, то найденные параметры могут быть допущены.

6. Линейная скорость ремня:

v =--p--Ч d1 Ч n1 =--p--Ч160 Ч 960 = 8,12 м / с. ,

60 60 Ч1000

7. Минимальное межосевое расстояние:

а^min = 0,55Ч(d + d ) + h = 0,55Ч(160 + 315) +10,5 = 272 мм ,

w--1 2

где h - высота ремня. По [2, с. 440] h= 10,5 мм.

8. Расчетная длина ремня:

l = 2aw+*+(160+315)/2+(315-160)²/(4*272)=2254 мм.

aw = 2aw+*++*=1290

Принимается значение из стандартного ряда: l = 1300 мм.

10. Уточнение межосевого расстояния:

aw--==

==583мм

11. Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

?₁=180?- =120?

Условие достижения достаточного угла обхвата шкива выполняется.

12. Частота пробегов ремня:

U = v = 8,12 =--6, 24 с^?1 Ј [U] = 30 c^-1.

l 1, 3

13. Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем:

[pп]--=--[р0 ]СрСa Сl Cz ,

где [р₀ ] - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, при условии оптимизации: [р₀ ]--= 2,95 кВт .

С_р - поправочный коэффициент, зависящий от нагрузки. Так как нагрузка спокойная С_р =1.

С_б - поправочный коэффициент, зависящий от угла обхвата ремнем ведущего шкива [2. с 82]: [Сa--]--= 0,87 .

С_l - поправочный коэффициент, зависящий от отношения длины ремня к базовой. По [2. с 83]: Сl = 0,98.

С_z - поправочный коэффициент, зависящий от ожидаемого числа ремней. Так как мы ожидаем 4-5 ремня, то принимается С_z =0,9.

Тогда:

[pп]--=--[р0 ]СрСa Сl Cz = 2,95Ч1Ч 0,87Ч 0,98Ч 0,9 = 2,25кВт.

14. Количество необходимых ремней:

Z = P_I/ [рП ]=7,5/2,25 = 3,3.

В данном случае количество необходимых ремней: Z = 5.

Количество ремней должно быть ? 5, поэтому можно принять данное количество ремней.

Сила натяжения одной ветви ремня:

F = 850 Ч Pн ЧCl = 850 Ч--7, 5Ч--0, 98 = 177 Н .

⁰ Z Ч v ЧC ЧC 5Ч8,12 Ч 0,87 Ч1

a p

15. Сила давления ремней на вал:

F_оп=F₀*Z*sin

16. Определим рабочий ресурс Н_о:

H₀=N_оц

где N_0ц - число циклов, выдерживаемых ремнем, по ГОСТ 1284.2-80 для клиновых ремней с кордной тканью сечения А N_0ц = 64^.10⁶.

17. Ширина шкива определяется как:

B = (z -1)р + 2f

где р = 19 мм, f = 12,5 мм - по таблице К40 [2, с. 448]

B = (5 - 1) ^. 19 + 2 ^. 12,5 = 101 мм.

18. Элементы передачи:

Ведущий шкив:

Шкив Б4.160.48 Ц СЧ18 ГОСТ 20893-75.

Длина втулки у данного шкива 85 мм. Ведомый шкив:

Шкив Б4.315.40Ц СЧ18 ГОСТ 20896-75.

Длина втулки 85 мм. Ремень:

Ремень Б-1300 Ш ГОСТ 1284.1 - 80 - ГОСТ 1284.3 - 80.

Ремень сечения А, кордшнуровый.

4. Расчет конической передачи

Выбор материала зубчатой передачи

1. Выберем тип передачи по форме зуба - прямозубая.

2. Выбираем материал конических зубчатых колес:

- для конической зубчатой шестерни - сталь 45

- для конического зубчатого колеса - сталь 35.

3. Выбираем термообработку конических зубчатых колес - нормализация.

4. Выбираем твердость конических зубчатых колес: для конической зубчатой шестерни - 237 НВ; для конического зубчатого колеса - 192 НВ.

Определение допустимых контактных напряжений

1. Определим коэффициент долговечности:

K_HL=

где N_H0 - допускаемое число циклов перемены напряжения, N - число циклов перемены напряжений за срок службы.

Допускаемое число циклов перемены напряжения для данного материала, исходя из средней твердости материала зубьев [2, с. 51]:

Для шестерни:

N_H01 = 14,3 ^. 10⁶ циклов; Для колеса:

N_H02 = 10 ^. 10⁶ циклов;

Число циклов перемены напряжений за срок службы для шестерни и колеса соответственно:

N = 573Ч Lh Чp--Ч ni =--573Ч8000 Чp--Ч 480 = 288 . 106 циклов,

¹ 30 30

N = 573Ч Lh Чp--Ч ni =--573Ч8000 Чp--Ч96 = 57, 6 . 106 циклов.

² 30 30

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса соответственно:

K_HL= = =0,6

K_HL2= = =0,74

Так как 1 ? КHL ? 2,6 примем КHL1 = К HL 2 = 1.

2. Допускаемое контактное напряжение для шестерен и колес определяется как: [у]_H01 =1,8· HB_cp1 + 67=1,8 · 237 + 67 = 493,6 Н/мм².

[у]_H02 =1,8· HB_cp2 + 67=1,8 · 192 + 67 = 412,6 Н/мм².

В общем случае:

Тогда искомые значения будут равны:

[у]_Н1 = 493,6 Н/мм². [у]_Н2 = 412,6 Н/мм².

3. В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения с учетом коэффициента долговечности выбираем минимальное значение [у]_H = 412,6 Н/мм².

Определение допустимых напряжений изгиба

1. Коэффициент долговечности на изгиб для материала зубьев шестерен и колес:

K_FL= ,

где N_F0 = 4^.10⁶ - число базовых циклов перемены напряжений.

K_FL1= = =0,57

K_FL2= = =0,64

Так как 1 ? К FL ? 2,6 примем К FL1 = КFL2 = 1.

2. Допускаемые напряжения изгиба материала шестерни и колеса:

[у]_F01 = 1,03^. HBcp1 = 1,03 ^. 237 = 244,1 Н/мм².

[у]_F02 = 1,03^. HBcp2 = 1,03 ^. 192 = 197,8 Н/мм².

В общем случае:

[у]_F = К FL [у]_F0,

Тогда искомые значения будут равны:

[у]_F1 = 244,1 Н/мм². [у]_F2 = 197,8 Н/мм².

В качестве расчетного значения допускаемого напряжения изгиба выбирается минимальное значение [у]_F = 197,8 Н/мм²

Геометрический расчет конической передачи

1. Определяется внешний делительный диаметр колеса de2, мм:

d_e2=165*

где Кн_в - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями Кнв = 1;

и_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес и_Н = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de₂ для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

d_e2=165*=165*

Принимаем d_e2 = 750 мм.

2. Углы делительных конусов шестерни и колеса:

- для колеса

₂=arctg(u)=arctg(5)=78,69°,

- для шестерни

₁=90°-₂=90°-78,69°=11,31°

3. Внешнее конусное расстояние Re, мм:

R_e=

4. Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:

b=_RR_e ,

где ше = 0,285 - коэффициент ширины венца.

b =y_RRe = 0, 285Ч382, 6 = 109 мм.

Принимаем b = 110 мм.

5. Внешний окружной модуль для прямозубых колес:

m_e=

где K_Fв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fв = l0;

- J_F - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых J_F = 0.85 .

m_e=10=7 мм

6. Число зубьев колеса и шестерни

-для колеса

Z₂=

-для шестерни

Z₁=

7. Фактическое передаточное число и проверим его отклонение:

u_ф=

?u=*100% =*100% =1,8%

Д u = 1,8% - в пределах нормы (4%), следовательно, условие выполняется.

8. Действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:

- для колеса

- для шестерни

Рисунок 2 - геометрические параметры конических зубчатых колес

9. Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни по [2, с. 71] х_{е1= -} х_е2= 0,24.

10. Делительный диаметр шестерни

de1 = me z1 = 7*21 = 147 мм.

11. Делительный диаметр колеса

de2 =--me z2 = 7*107 = 749 мм.

12. Вершины зубьев шестерни

da e1 = de1 + 2(1+ xe1 )me cosd1 = 147 + 2 * (1 + 0,24) *7*cos11,115 = 164,03 мм.

13. Вершины зубьев колеса

da e2 =--de2 + 2(1- xe2 )me cosd 2 = 749 + 2* (1 - 0,24) *7* cos 78,885 = 751,04 мм.

14. Впадины зубьев шестерни

d f e1 = de1 - 2(1,2 - xe1 )me cosd1 = 147 - 2*(1,2 - 0,24) *7* cos11,115 = 133,82 мм.

15. Впадины зубьев колеса

d f e2 = de2 - 2(1,2 + xe2 )me cosd--2 = 749 - 2 * (1,2+0,24) *7*cos 78,885 = 745,13 мм.

16. Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

-для шестерни

d1 » 0,857de1 = 0,857*147 = 126 мм.

-для колеса

d2 » 0,857de2 = 0,857*749 = 642 мм.

17. Окружная сила:

F_t=

18. Окружная скорость колес:

V = d2 Чp--Ч n3 = 642 Ч 96 Чp--= 3, 22м / с.

60 Ч103 60 Ч103

Исходя из скорости [2,c. 64] определяется степень точности. В данном случае назначается 8 степень кинематической точности.

19. Производится проверка на контактные напряжения:

где K_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, был назначен ранее K_Hв = 1;

КНa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес, КН? = 1;

K_Hv - коэффициент динамичности нагрузки, для спокойной нагрузки по ступеням:

K_Hv =1,07;

тогда контактные напряжения:

=470

Условие прочности по контактным напряжениям:

sH Ј--[sH ],

где [у]_H - допускаемое контактное напряжение, [у]_H = 412,6 Н .

мм²

Так как sH <--[sH ], то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверим недогрузку передачи:

Ds--=--[s--]н ---sн Ч100% = 412, 6 -192, 9 Ч100% = 5, 3% Ј 10%.

Н s 412, 6

н

Проверим напряжения изгиба:

Для колеса:

для шестерни:

K_Fv - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, при данной скорости и степени точности назначается коэффициент: K_Fv = 1,16;

Y_F1 и Y_F2 выбираются в зависимости от значений Z_v1 и Z_v2 по [2, с. 71]:

Тогда Y_F1 = 3,55, Y_F2 = 3,63.

Напряжения изгиба для колеса:

s--= 3, 55Ч1Ч1Ч1,16 Ч 2144 = 13, 5 Н ,

^{F 2} 0,85Ч110 Ч 7 мм²

напряжения изгиба для шестерни:

s--= 13, 5Ч 3, 55 = 13, 2 Н Ј--[s--]--= 133 Н .

^F1 3, 63 мм^{2 F} мм²

6 Расчет цепной передачи

1. Ориентировочное число зубьев ведущей звездочки

z1 = 29 - 2Чuоцп = 29 - 2Ч3, 6 = 21,8 .

Принимаем число зубьев z = 23.

2. Определение коэффициента эксплуатации

Кэ= KDЧKCЧKQЧKрегЧKp,

где КD - коэффициент динамической нагрузки. Будем считать нагрузку равномерной, так как транспортер постоянно перемещает объекты. Принимается KD = 1.

Kрег - Коэффициент регулировки межосевого расстояния. Нерегулируемая.

Принимается Kрег = 1,0.

KИ - Коэффициент положения передачи (И - наклон линии центров к горизонту),

Q--Ј 60, поэтому назначается KИ = 1.

Кс - Коэффициент, зависящий от способа смазывания. Так как способ капельный, то назначается Кс = 1.

Kp - Коэффициент, зависящий от режима работы. Режим трехсменный, поэтому назначается Кр = 1,0.

Тогда:

Кэ = KD · KC · K? · Крег · Кр = 1 · 1 · 1 · 1 · 1 = 1.

3. Определение допускаемого давления в шарнирах цепи.

Определяется интерполированием из таблицы 5.8 [2,с. 94], при ожидаемом значении шага 19,05 или 25,4 значение напряжений 26,4 Н .мм²

4. Определение минимального значения шага:

где v - число рядов цепи. Принимается v = 4. T₃ = 688 Н·м.

=18,388 мм

Принимается значение из стандартного ряда: p = 19,05 мм.

Выбирается роликовая однорядная приводная цепь:

Цепь ПР - 19,05 - 3180 ГОСТ 13568 -75.

5. Основные параметры передачи.

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1 Чuоцп = 23Ч3, 6 = 83.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

Du = 3, 6 - 3, 6 Ч100% = 0% .

3, 6

Так как погрешность не превышает допустимую 4%, то найденные параметры могут быть допущены.

Оптимальное межосевое расстояние:

а = (30...50) р ,

назначается: a = 40p. Межосевое расстояние в шагах:

а = a = 40 p =--40 .

^p p p

Число звеньев цепи:

принимается:

lp = 133 .

Уточненное межосевое расстояние:

мм

Для облегчения монтажа принимается:

aм = 0,995Ч a = 0,995Ч1518 = 1510 мм.

Длина цепи:

l = р Чlp =19,05Ч133 =--2533 мм.

Делительные диаметры звездочек:

- для ведущей звездочки:

d = p = 19, 05 = 139, 9 мм.

^¶1 sin(180 / z ) sin(180 / 23)

- для ведомой звездочки:

d = p = 19, 05 =--503, 4 мм.

^¶2 sin(180 / z ) sin(180 / 83)

Диаметры окружностей выступов. В общем случае определяется:

где К - коэффициент высоты зуба, принимается К = 0,7; d₁ - диаметр оси-шарнира цепи, d₁ = 5,94 мм.

Для ведомой звездочки:

Диаметры окружностей впадин:

- для ведущей звездочки:

Di1 = d¶1 - (d1--- 0,175) = 139, 3 - (5, 94 - 0,175) = 136, 03 мм.

- для ведомой звездочки:

Di 2 = d¶ 2 - (d1 - 0, 175)) = 503, 4 - (5, 94 - 0,175 )) = 501, 4 мм.

Проверочные расчеты и определение сил, имеющих место передаче

Проверка частоты вращения меньшей из звезд. Необходимо соблюдение условия:

n₃ ? [n₃],

где n₃ - частота вращения соответствующего вала;

[n₃] - допускаемое значение частоты, по справочнику [2] определяется значение при данном шаге: [n₃] = 393,7 мин^-1.

Тогда условие выполняется, так как 96 мин^-1< 393,7 мин^-1.

Проверка числа ударов цепи о зубья звездочек:

U ? [U],

где [U] - допускаемое значение ударов, по справочнику [2] определяется значение при данном шаге: [U] = 11,4 с^-1;

U - расчетное число ударов, определяется по формуле:

U = 4 Ч z1 Ч n3 = 4 Ч 23Ч96 =--1,1 c-1.

60 Ч lp 60 Ч133

Тогда условие выполняется, так как 1,1 c^-1 < 11,4 c^-1.

Окружная скорость:

V--= p Ч z1--Ч n3 = 19, 05 Ч 23Ч 96 = 0, 701м / с.

60 Ч10³ 60 Ч10³

Окружная сила:

10³ Ч Р 10³ Ч5,8

F--= ³ =--= 2068 Н.

^t V 0, 701Ч 4

Проверка цепи по давлению в шарнирах:

р_ц ? [р_ц],

где [р_ц] - допускаемое давление в шарнирах, определяется интерполированием из таблицы 5.8 [2]: [р ]=--33,15 Н . ;

^ц мм²

р_ц - текущее давление в шарнирах, определяется по формуле:

р = Ft Ч Kэ = 2068 Ч1, 0 =--27, 4 Н .

^ц d Ч b 5, 94 Ч12, 70 мм²

1 3

Тогда условие выполняется, так как 27,4 Н < 33,15 Н .

мм² мм²

Сила давления цепи на опоры

Fоп = Ft Ч1,15 + 2 Ч F0 ,

где F₀ - сила натяжения цепи от ведомой ветви, определяется по формуле:

F₀ = K f Ч q Ч g Ч a,

где K f - вспомогательный коэффициент, зависящий от угла наклона передачи к горизонту. Так как передача горизонтальная, то принимается K f = 6.

Остальные параметры, такие как погонная масса, межосевое расстояние и ускорение свободного падения, известны, тогда:

F0 = Kf Ч q Ч g Ч a = 6Ч1,9Ч9,81Ч1518 =170 Н.

Значит:

Fоп = Ft Ч1,15--+ 2 Ч F0 = 2068Ч1,15 + 2 Ч170 = 2718 Н.

Проверка цепи на прочность. Должно соблюдаться условие:

S ? [S],

где [S] - минимально допустимый коэффициент запаса прочности цепи, определяется интерполированием из таблицы 5.9 [2, с. 97]:

[S] =7,9

S - расчетный коэффициент запаса прочности цепи, определяется как:

S = Fp ,

Ft Ч KD + F0 + Fv

где K_D - вспомогательный коэффициент динамичности нагрузки, K_D =1;

Fv - сила натяжения цепи от центробежных сил:

F = q ЧV ² =1,9Ч0,701² = 0,93Н.

v

Разрушающую нагрузку - Fp нужно перевести в СИ. Тогда расчетный коэффициент:

S = Fp = 31800 = 14, 2;

Ft Ч KD + F0 + Fv 2068 Ч1+170 + 0, 93

Тогда условие выполняется, так как 14,2 > 7,9.

Разработка чертежа общего вида редуктора

Выбор материала валов

1. Для валов выбираем материал - сталь 35.

2. Для вала-шестерни выбираем материал - сталь 45.

7.2 Предварительный выбор подшипников качения

1. Для быстроходного вала конического редуктора выбираем подшипники типа 7000 легкой серии.

2. Для тихоходного вала конического редуктора выбираем подшипники типа 7000 средней серии.

Определение геометрических параметров быстроходного вала конического редуктора

Рисунок 3 - быстроходный вал конического редуктора

Определение размеров быстроходного вала конического редуктора

Ступень вала и ее размеры, d, l

[2, с. 113]

Быстроходный вал

1-я под шкив

d₁

T₂ Ч10³ 143Ч10³

d₁ = 3 = 3 = 45, 7 » 50 мм ,

0, 2 Ч[t ] 0, 2 Ч15

где [ф] - допустимое напряжение на кручение, примем:

[ф] = 15 Н

мм²

l₁

l₁ = (1,2...1,5) ^. d₁= (1,2...1,5) ^. 50 = 60...75= 70 мм

2-я под уплотнение крышки с отверстием

d₂

d₂ = d₁+2t = 50 + 2 ^. 3 = 56 мм.

l₂

l₂ = 0,6 ^. d₂ = 56 ^. 0,6 = 34 мм

3-я под шестерню

d₃

d₃ = d₄ + 3,2r = 70 + 3,2 ^. 3,5 = 85 мм

l₃

По эскизной компоновке принимаем 90 мм

4-я под подшипник

d₄

d₄ = d₅ + (2...4) = 68 + (2...4) = 70...72 ? 70 мм

l₄

По эскизной компоновке принимаем 150 мм

5-я под резьбу

d₅

В соответствии с d₂ по табл. 10.11 [2, с. 191] резьба d₅ - М68х2.

l₅

l₅ = 0,4 ^. d₄ = 0,4 ^. 70 = 20 мм.

Определение геометрических параметров тихоходного вала конического редуктора

Рисунок 4 - тихоходный вал конического редуктора

Определение размеров тихоходного вала конического редуктора

Ступень вала и ее размеры, d, l

[2, с. 113]

Тихоходный вал

1-я под звездочку цепной передачи

d₁

T₃ Ч10³ 688Ч10³

d₁ = 3 = 3 = 71,8 » 75 мм ,

0, 2 Ч[t ] 0, 2 Ч 20

где [ф] - допустимое напряжение на кручение, для

быстроходного вала рекомендуется: [ф] = 20 Н .

мм²

l₁

l₁ = (0,8...1,5) ^. d₁= (0,8...1,5) ^. 75 = 60...112,5 = 100 мм.

2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d₂

d₂ = d₁+2t = 75 + 2 ^. 3,3 = 81,6 ? 85 мм.

l₂

l₂ = 1,25 ^. d₂ = 1,25 ^. 85 = 106 ? 110 мм.

3-я под коническое колесо

d₃

d₃ = d₂ + 3,2r = 85 + 3,2 ^. 3,5 = 95 мм.

l₃

По эскизной компоновке принимаем 180 мм.

4-я под подшипник

d₄

d₄ = d₂ = 85 мм.

l₄

l₄ = Т + с = 40,5 + 2,5 = 43 мм, [2, с. 432].

5-я упорная

d₅

d₅ = d₃ + 3f = 95 + 3 ^. 2,5 = 105 мм.

l₅

По эскизной компоновке принимаем 80 мм.

Особенности конструкции валов

Технологически предусмотрены центровочные отверстия, для обработки на токарном станке, а также проточка около резьбы и некоторых переходов, для ухода стружки, галтели для снижения напряжений и упоры для установки подшипников враспор.

5. Нагрузка валов редуктора

Усилия в передачах

1. Определим консольные силы:

Радиальная сила со стороны клиноременной передачи, была определена ранее: Fрем = 814 Н.

Радиальная сила со стороны цепной передачи, была определена ранее: Fцеп = 5720/2718 Н.

2. Определим силы в зацеплении конической передачи: Окружная сила на шестерне, была определена ранее: F_t1 = 2088/2144 Н.

Окружная сила на колесе, была определена ранее:

F_t2 = F_t1 =2088/2144 Н.

Радиальная сила на шестерне:

F_r1 = 0,36 · F_t1 ^. cos(д₁) = 0,36· 2144 ^. cos(11,115) = 672/760 Н.

Радиальная сила на колесе:

F_r2 = F_а1 = 134 Н.

Осевая сила на шестерне:

F_а1 = 0,36 · F_t1 ^. sin(д₁) = 0,36· 2144 ^. sin(11,115) = 134 Н.

Осевая сила на колесе:

F_а2 = F_r1 = 760 Н.

Силовая схема нагружения валов редуктора



Рисунок 5 - Силовая схема нагружения валов редуктора

6.Расчетная схема валов редуктора

Расчет быстроходного вала конического редуктора

Рисунок 6 - эпюра быстроходного вала конического редуктора

Размеры, указанные на схеме просчитаны, исходя из конструктивных размеров валов.

Величина смещения точки приложения реакции от широкого торца наружного кольца для конических подшипников:

где е - коэффициент влияния осевого нагружения, по [2, с. 436] е = 0,37.

Подшипники установлены врастяжку.

1. Реакции опор в вертикальной плоскости:

2. Реакции опор в горизонтальной плоскости:

3. Определим реакции в подшипниках:

R =--(-258)2 +--(-470)2 = 537Н.

R =--(1018)2 +--(2488)2 = 268.

Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

I участок: 0 < z₁ < 62.

М_у = F Ч d1 - Fr ^. z₁.

a1 2 1

z₁ = 0 М_у = 134 Ч 126 - 760 ^. 0 = 8441 Н^.мм.

z₁ = 62 М_у = 134 Ч 126 - 760 ^. 62 = -38679 Н^.мм.

II участок: 62 < z₂ < 202.

М_у = F Ч--d1 - Fr ^. z₂ + R ^. (z₂ - 62)

a1 2 1 by

z₂ = 62 М_у = 134 Ч 126 - 760^. 56 + 1018^.(62 - 62) = -38679 Н^.мм.

z₂ = 202 М_у = 134 Ч 126 - 760^. 202 + 1018^.(202 - 62) = -2579 Н^.мм.

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости: I участок: 0 < z₁ < 62.

М_z = F ^. z₁.

z₁ = 0 М_z = 2144^. 0 = 0 Н^.мм.

z₁ = 56 М_z = 2144 ^. 62 = 132928 Н^.мм.

II участок: 62 < z₂ < 202.

М_z = F ^. z₂ - R_bz ^. (z₂ - 62)

z2 = 62 Мz = 2144 ^. 62 - 2488^. (62 - 62) = 132928 Н.мм.

z₂ = 202 М_z = 2144 ^. 202 - 2488 ^. (202 - 62) = 84835 Н^.мм.

III участок: 202 < z₃ < 303.

М_z = F ^. z₃ - R_bz ^. (z₃ - 62) + R ^. (z₃ - 202)

t1 az

z₃ = 202 М_z = 2144 ^. 202 - 2488 ^. (202 - 62) + 470 ^. (202 - 202) = 84835 Н^.мм.

z₃ = 301 М_z = 2144 ^. 301 - 2488 ^. (303 - 62) + 470 ^. (303 - 202) = 0 Н^.мм.

Определение крутящего момента:

М_х = F_t1 ^. d₁/2 = 2144 ^. 126/2 = 135049 Н^.мм.

Суммарный момент в опасном сечении:

М1 =------(Му )²--+--(Мz )²--=--(38679)²--+--(132928)²--= 138441Н .

Расчет тихоходного вала конического редуктора

Рисунок 7 - эпюра тихоходного вала конического редуктора

Размеры, указанные на схеме просчитаны, исходя из конструктивных размеров валов.

Величина смещения точки приложения реакции от широкого торца наружного кольца для конических подшипников:

а = 0, 5(Т + d + D е) = 0, 5(27, 5 + 85 +140 0, 39) = 28,1 мм,

3 3

Подшипники установлены враспор.

1. Реакции опор в вертикальной плоскости:

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

2. Определим реакции в подшипниках:

R =--(3199)2 +--(1309)2 = 3457 Н .

R =--(645)2 +--(835)2 = 1055Н .

3. Определение изгибающих моментов в вертикальной плоскости: I участок: 0 < z₁ < 144.

М_х = F ^. z₁.

z₁ = 0 М_х = 2718 ^. 0 = 0 Н^.мм.

z₁ = 144 М_х = 2718 ^. 144 = 391392 Н^.мм.

II участок: 144 < z₂ < 246.

М_х = F ^. z₂ - R ^. (z₂ - 144)

цеп dx

z₂ = 144 М_х = 2718 ^. 144 - 3199 ^. (144 - 144) = 391392 Н^.мм.

z₂ = 246 М_х = 2718 ^. 246 - 3199 ^. (246 - 144) = 342326 Н^.мм.

III участок: 246 < z₃ < 406.

М_х = F ^. z₃ - R ^. (z₃ - 144) - F ? d2 +^. Fr (z₃ - 246)

цеп dx a2 2 2

z₃ = 246 М_х = 2718 ^. 246 - 3199 ^. (246 - 144) - 760 ? 642 +134 ^. (246 - 246) = 98406 Н^.мм.

z₃ = 406 М_х = 2718 ^. 406 - 3199^.(406 - 144)- 760 ? 642 + 134 ^. (406 - 246) = 0 Н^.мм.

Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

I участок: 0 < z₁ < 144.

М_z = 0.

II участок: 144 < z₂ < 246.

М_z = R_dz ^. (z₂ - 144)

z₂ = 144 М_z = 1309 ^. (144 - 144) = 0 Н.мм.

z₂ = 246 М_z = 1309 ^. (246 - 144) = 133550 Н^.мм.

III участок: 246 < z₃ < 406.

М_z = R_dz ^. (z₃ - 144) - F ^. (z₃ - 246)

z₃ = 246 М_z = 1309 ^. (246 - 144) - 2144 ^. (246 - 246) = 133550 Н^.мм.

z₃ = 406 М_z = 1309 ^. (406 - 144) - 2144 ^. (406- 246) = 0 Н^.мм.

Определение крутящего момента:

М_y = F_t2 ^. d₂/2 = 2144 ^. 642/2 = 688109 Н^.мм.

6. Суммарный момент в опасном сечении:

М1 =--(Му )²--+--(М_z )²=--(133550)²--+--(688109)²--= 700949Н.

7.Подбор подшипников

Расчет подшипников быстроходного вала редуктора

1. Для быстроходного вала выбираются роликовые конические подшипники исходя из условий работы. Обозначение: Подшипник 7214 ГОСТ 27365-87.

Из справочника [2, с. 437] находится допускаемый коэффициент грузоподъемности: [C] = 95900 Н.

2. Определяем составляющие радиальных реакций:

R_s = 0,83eR,

где е - коэффициент влияния осевого нагружения, по [2, с. 437] е = 0,37:

R_s1 = 0,83eR₁ = 0,83 ^. 0,37 ^. 537 = 165 Н.

R_s2 = 0,83eR₂ = 0,83 ^. 0,37 ^. 2688 = 825 Н. Так как R_s1 < R_s2 , а F_а1 = 134 Н < R_s2 - R_s1 = 825 - 165 = 661 Н, то:

R_а2 = R_s2 = 661 Н.

R_а1 = R_а2 - F_а1 = 661 - 134 = 527 Н.

3. Определяем соотношения:

Rа1 ? 527 ? 0, 98

V ? R₁ 537

Rа2 ? 661 ? 0, 25

V ? R ₂ 2688

где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается. Так как вращается внутреннее кольцо, то V = 1.

4. По соотношениям Rа1 > e и Rа2 < e выбираем соответствующую формулу для

V Ч R1 V Ч R 2

расчета условной нагрузки Q :

Q1 = (Х ЧV Ч R1 +--Y Ч--Fа ) Ч Kd--Ч KT ,

Q2 = V Ч R2 Ч Kd--Ч KT ,

где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается. Так как вращается внутреннее кольцо, то V = 1;

Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

K? - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, нагрузка спокойная K? = 1;

KT - температурный коэффициент, при режиме работы до 100? KT = 1;

Y - коэффициент, учитывающий угол контакта, по [2, с. 437] Y =1,62;

Q1 ? (Х ?V ? R1 ?Y ? Rа1) ? K? ? KT ? (0, 4?1?537 ?1,62?527)?1?1 ?1068Н.

Q2 ? V ? R2 ? K? ? KT ?1? 2688?1?1 ? 2688Н.

5. Коэффициент грузоподъемности

С ? Q ? 3,33 L ? n2 ? 60 ? 1068? 3,33 8000 ? 480 ? 60 ? 6226Н .

^{1 1} а ?10⁶ 0, 65?10⁶

С ? Q ? 3,33 L ? n2 ? 60 ? 2688? 3,33 8000 ? 480 ? 60 ? 15670Н.

^{2 2} а ?10⁶ 0, 65?10⁶

где n - частота вращения данного вала, n₂ = 480 об/мин;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, для роликовых конических подшипников примем a₂₃ = 0,65.

L - задано техническим заданием, L = 8000 ч.

6. Проверим условия годности подшипника Должно выполняться:

C ? [C],

Тогда, так как 6226 Н < 95900Н, 15670 Н < 95900 Н, то условие выполняется, подшипники годны.

Расчет подшипников тихоходного вала редуктора

1. Для быстроходного вала выбираются роликовые конические подшипники исходя из условий работы. Обозначение: Подшипник 7215 ГОСТ 27365-87.

Из справочника [2, с. 436] находится допускаемый коэффициент грузоподъемности: [C] = 97600 Н.

2. Определяем составляющие радиальных реакций:

R_s = 0,83eR,

где е - коэффициент влияния осевого нагружения, по [2, с. 437] е = 0,39:

R_s1 = 0,83eR₁ = 0,83 ^. 0,39 ^. 3457 = 1119 Н.

R_s2 = 0,83eR₂ = 0,83 ^. 0,39 ^. 1055 = 341 Н.

Так как R_s1 > R_s2 , а F_а2 > 0, то:

R_а1 = R_s1 = 1119 Н.

R_а2 = R_а1 + F_а = 1119 + 760 = 1879 Н.

3. Определяем соотношения:

Rа1 ? 1119 ? 0, 32 V ? R₁ 3457

Rа2 ? 1879 ? 1, 78

V ? R ₂ 1055

где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается. Так как вращается внутреннее кольцо, то V = 1.

4. По соотношениям Rа1 < e и Rа2 > e выбираем соответствующую формулу для

V ? R1 V ? R 2

расчета условной нагрузки Q :

Q1 ? V ? R2 ? K? ? KT ,

Q2 ? (Х ?V ? R1 ? Y ? Fа ) ? K? ? KT ,

где V - коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается. Так как вращается внутреннее кольцо, то V = 1;

Х - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 0,4;

K? - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, нагрузка спокойная K? = 1;

KT - температурный коэффициент, при режиме работы до 100? KT = 1; Y - коэффициент, учитывающий угол контакта, по [2, с. 437] Y =1,55;

Q1 ? V ? R1 ? K? ? KT ?1?3457?1?1 ? 3457Н.

Q2 ? (Х ?V ? R2 ?Y ? Rа2 )? K? ? KT ? (0, 4?1?1055 ?1,55?1879)?1?1 ? 3334Н.

5. Коэффициент грузоподъемности

С ? Q ? 3,33 L ? n2 ? 60 ? 3457 ? 3,33 8000 ? 96 ? 60 ? 12429Н .

^{1 1} а ?10⁶ 0, 65?10⁶

С ? Q ? 3,33 L ? n2 ? 60 ? 3334 ? 3,33 8000 ?96 ? 60 ? 11987Н.

^{2 2} а ?10⁶ 0, 65 ?10⁶

где n - частота вращения данного вала, n₂ = 96 об/мин;

a₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, для роликовых конических подшипников примем a₂₃ = 0,65.

L - задано техническим заданием, L = 8000 ч.

Проверим условия годности подшипника Должно выполняться:

C ? [C],

Тогда, так как 12429 Н < 97600Н, 11986 Н < 97600 Н, то условие выполняется, подшипники годны.

8. Технический проект

Расчет на прочность быстроходного вала

1. Определим нормальное напряжение в опасном сечении по симметричному циклу:

s--=--s--= М1 ,

а и W

нетто

где М₁ - суммарный изгибающий момент в опасном сечении, W_нетто - осевой момент сопротивления сечения вала.

W_нетто = 0,1? d ³ = 0,1 ^. 70³ = 34300 мм².

? ? М1 ? 138441 ? 4, 04 Н .

^а W 34300 мм² нетто

2. Определим касательное напряжение в опасном сечении по отнулевому циклу:

t--=--t к = М х ,

^а 2 2W

r--нетто

где М_х - крутящий момент на валу,

W_нетто - полярный момент инерции сопротивления сечения. Для круглого сплошного сечения:

W _{р нетто} = 0,2 Ч d ³ = 0,2 ^. 70³ = 68600 мм².

t--= Мх =--135049 = 0, 98 Н .

^а 2W 2 Ч 68600 мм²

r нетто

3. Определим коэффициент концентрации нормальных напряжений (Кs )D :

где Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, по тбл. 11.2 [2, с. 271] Кs--= 1,6 ;

(Кd )s - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при изгибе, по табл. 11.3 [2, с. 272] для углеродистой стали ?Кd ?? = 0,76;

К F - коэффициент влияния шероховатости, по табл. 11.4 [2, с. 272] К F = 1.

Определим коэффициент концентрации касательных напряжений (К? ) D :

где Кt - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, по тбл. 11.2 [2, с. 271] Кt--= 1,45 ;

(Кd )t - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при кручении,

по табл. 11.3 [2, с. 272] для углеродистой стали ?Кd ?? = 0,76;

5. Определим предел выносливости по нормальным напряжениям:

(s--)--=--s---1 ,

-1 D (К )

s D

где s _?1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба, для стали

45 при улучшении s = 335 Н .

-1 мм2

(s--)--=--s---1--= 335 = 159,5 Н .

^{?1 D} (К ) 2,1 мм²

s D

6. Определим предел выносливости по касательным напряжениям:

(t--)--=--t---1 ,

-1 D (К )

t--D

где t--_-1 - предел выносливости гладких образцов при отнулевом цикле кручения, для стали

t--=_,58s--=--_,58--^.--335--=--194,3--Н--.

-1---1--мм2

(t--)--=--t---1--=--194,3--=--1_2,3--Н--.--^D--(К--)--1,9--мм²

t--D

Расчет на прочность тихоходного вала

1. Определим коэффициент концентрации нормальных напряжений (Кs )D :

где Кs - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, по тбл. 11.2 [2, с. 271] Кs--= 1,62 ;

(Кd )s - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при изгибе, по

табл. 11.3 [2, с. 272] для углеродистой стали (Кd--)s = 0,755;

К F - коэффициент влияния шероховатости, по табл. 11.4 [2, с. 272] К F = 1.

2. Определим коэффициент концентрации касательных напряжений (К? ) D :

где Кt - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, по тбл. 11.2 [2, с. 271] Кt--= 1,43 ;

(Кd--)t - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения при кручении,

по табл. 11.3 [2, с. 272] для углеродистой стали (Кd )--s = 0,755;

где t--_-1 - предел выносливости гладких образцов при отнулевом цикле кручения, для стали

t--=_,58s--= 0,58 ^. 235 = 136,3 Н .

-1---1 мм2

Обоснование основных посадок

Посадки для резьбовых соединений

Для резьбовых соединений применялись два типа посадок: с гарантированным зазором 7H для обеспечения легкости сборки и разборки;

с минимальным или нулевым зазором: 7H для обеспечения большей герметичности 6h некоторых соединений.

Посадки в соединениях с подшипниками:

на соединение внешнего кольца подшипника с корпусом редуктора назначается посадка: H 7, обеспечивающая хорошее центрирование подшипника. Поле допуска подшипника l0 задано, исходя из выбранной маркировки;

на соединение внутреннего кольца подшипника с валом назначается посадка:

L0, которая обеспечивает небольшой гарантированный натяг, достаточный при спокойной k 6 нагрузки и перегрузках подшипника до 150%. Поле допуска подшипника L0 задано, исходя из выбранной маркировки;

Посадки в соединениях с валами:

шпонка на валах имеет нормальное соединение, поэтому назначены посадки: Р9 ,h9 обеспечивающие достаточный натяг для данного неподвижного соединения. Поля допусков на глубину шпоночных пазов назначаются по 11 квалитету.

Посадка втулки: D8 обеспечивает гарантированный зазор и легкость ее снятия.

Посадка колес, шкивов на вал имеет небольшой натяг и назначается: K 7 , H 7 , H 7 ,h6 k 6 n6 соединение деталей осуществляется путем нагрева колес, звездочек, шкивов и охлаждения валов.

На крышки подшипников назначается посадка H 7 , для обеспечения хорошего h6 центрирования.

Штифт имеет посадку с натягом: P7 , для плотности соединения.

Остальные посадки

Для зубчатых колес поля допусков назначаются в соответствии с выбранной точностью: 8-С ГОСТ 1643-81.

Неуказанные посадки и поля допусков неответственных деталей назначаются по 14 квалитету.

Список использованной литературы

клиноременная передача привод двигатель

1. Прикладная механика: методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Прикладная механика», «Механика» для студентов вуза / Т.Ю. Суровегина, А.Л. Малыгин, В.Ф. Кулепов, В.А Севастьянов. - Нижний Новгород: НГТУ, 2015, - 39 с.

2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин./А.Е. Шейнблит. - Калининград: Янтар.сказ.,2003.

3. Анурьев В.И. Справочник машиностроителя - конструктора. В 3 т./В.И. Анурьев.- М.: Машиностроение, 2001.

Размещено на Allbest.ru