Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  


Загрузка...

Расчётно графическое задание - Проектирование привода к ленточному конвейеру - файл Курсовик.docx


Расчётно графическое задание - Проектирование привода к ленточному конвейеру
скачать (558.7 kb.)

Доступные файлы (7):

Быстроходный вал.cdw
Колесо.cdw
Курсовик.docx533kb.25.01.2011 19:37скачать
Редуктор.cdw
Титульный лист курсовик.doc41kb.01.01.2004 03:34скачать
Эпюра1.frw
Эпюра2.frw

содержание
Загрузка...

Курсовик.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...


Задание
Спроектировать привод к ленточному конвейеру, состоящий из электродвигателя асинхронного короткозамкнутого серии 4А, закрытый, обдуваемый, исполнение IM1081, клиноремённую передачу, одноступенчатый однопоточный редуктор с цилиндрическими прямозубыми колёсами внутреннего зацепления, валы в горизонтальной плоскости, муфту компенсирующую.

Мощность на рабочей машине P=3 кВт, частота вращения n=240 мин-1, срок службы привода a=4 года, коэффициент годового использования Kгод=0,6, коэффициент суточного использования Kсут=0,33.

Представить следующие материалы:

1) Текстовые – расчётно-пояснительная записка на формате А4.

2) Графические:

- компоновка редуктора, выполненная на формате А2 (в масштабе 1:1);

- рабочие чертежи двух деталей, выполненная на формате А2 (в масштабе 1:1).



Реферат
35 с., 3 рис., 2 табл., 4 источника.

^ РЕДУКТОР, ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО, КОЛЕСО ЗУБЧАТОЕ, ШЕСТЕРНЯ, ВАЛ, ПОДШИПНИК, КОРПУС, КЛИНОРЕМЁННАЯ ПЕРЕДАЧА, МУФТА КОМПЕНСИРУЮЩАЯ

Объектом исследования является разработка редуктора к приводу ленточного конвейера.

Цель работы - расчёт одноступенчатого цилиндрического редуктора с прямозубыми колёсами к приводу ленточного конвейера.

В процессе работы проводились теоретические исследования погрешностей отдельных составляющих.

В результате был выбран двигатель для привода редуктора, рассчитана клиноремённая передача, подобрана компенсирующая муфта.

Данный редуктор может применяться для привода ленточного конвейера.



Содержание
Введение

1 Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчёт привода 6

2 Расчёт закрытой зубчатой передачи 9

3 Расчёт открытой передачи 16

4 Предварительный расчёт и конструирование валов 20

5 Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора 21

6 Выбор смазки 23

7 Подбор и проверка шпоночных соединений 24

8 Подбор и проверка долговечности подшипника 25

9 Проверочный расчёт валов 29

10 Выбор муфт 34

Список использованных источников 35

Перечень графического материала

Лист 1. Компоновка редуктора



Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают так же устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.), типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с развёрнутой ступенью и т.д.).

В данном случае редуктор представляет собой прямозубую передачу. Редуктор является одноступенчатым, установлен с горизонтальным расположением валов.



1- Электродвигатель; 2- ведущий шкив; 3- ведомый шкив; 4- шестерня;

5- колесо; 6 - муфта; 7- приводная станция рабочей машины; 8- натяжная станция рабочей машины; I- вал двигателя; II- входной вал редуктора; III- выходной вал редуктора; IV- приводной вал рабочей машины; V- натяжной вал рабочей машины

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

1 Выбор двигателя, кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Определение КПД привода

ηобщ= ηз.п.ηподш2ηмуфтыηрем.пер. , (1)

где ηз.п. - КПД зубчатой передачи;

ηподш. - КПД пары подшипников качения;

ηмуфты - КПД муфты;

ηрем.пер. - КПД ременной передачи.



Воспользовавшись [1, т.1.1, c 7] принимаю значения КПД:

ηз.п. =0,98; ηподш. = 0,99; ηмуфты=0,98; ηрем.пер.= 0,96.

ηобщ= 0,98∙0,992∙0,98∙0,96=0,92.

1.2 Определение потребляемой мощности двигателя

Pпотр.=Pвых.ηобщ, (2)

Pпотр.=3,00,92=3,25кВт.

Принимаю двигатель мощностью Pпотр.=4 кВт и выбираю из:

Таблица 1 – Выбор двигателя

nc , об/мин

Типоразмер

nном., об/мин

Передаточное число u

Коэффициент скольжения S, %

3000

100S2

2901

12,09

3,3

1500

100L4

1430

5,96

4,7

1000

112MB6

949

3,95

5,1

750

132S8

719

2,99

4,1



1.3 Определение уменьшения частоты вращающего вала за счёт трения

n=nc1-S, (3)

где nc – синхронная частота вращения двигателя, об/мин;

S - коэффициент скольжения.

n1=3000∙1-0,033=2901 об/мин,

n2=1500∙1-0,047=1430об/мин,

n3=1000∙1-0,051=949 об/мин,

n4=750∙1-0,041=719 об/мин.




1.4 Определение передаточного числа электродвигателя

u=nном.n , (4)

где n – частота вращения на выходном валу.

u1=2901240=12,09,

u2=1430240=5,96,

u3=949240=3,95,

u4=719240=2,99.

По полученным данным выбираю электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А тип 100S2, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, диаметр выходного вала dвых=28мм[2, т. П2, с. 391].

1.5 Определение передаточного числа для закрытой и открытой передачи

u=u1u2 , (5)

где u1 - передаточное число клиноремённой передачи;

u2 - передаточное число редуктора.

u1=2,7 1, т.1.2, c 8,

u2=4,5 1, т.1.2, c 8,

u=2,7∙4,5=12,09.

1.6 Определение частоты вращения колеса

n2=n1u2, (6)

n2=29014,5∙2,7=240 об/мин.

1.7 Определение угловой скорости на вращающем валу электродвигателя

ω=2πn160 , (7)

ω=2∙3,14∙290160=303,64 рад/с.


1.8 Определение вращающего момента на валу электродвигателя

ТЭ=Pпотр.ω, (8)

ТЭ=3,25∙1000303,64=10,7 Н∙м.

1.9 Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора

Т1=ТЭ ηрем.пер.ηподш.u1, (9)

Т1=10,7∙0,96∙0,99∙2,69=27,35 Н∙м.

1.10 Определение вращающего момента на выходном валу редуктора
Т2=Т1 ηз.п.u2, (10)

Т2=27,35∙0,98∙4,5=120,61 Н∙м.

2 Расчёт закрытой зубчатой передачи

Для колеса и шестерни выбираем материал Сталь 40Х, вид термообработки – улучшение. Твёрдость поверхности колеса 235…262HB (среднее 248,5), шестерни 269…302HB (среднее 285,5),[1, т. 2.1, c 17].

2.1 Определение срока службы редуктора

tч=a365Kгод24Kсут. , (11)

где a - срок службы привода, год;

Kгод – коэффициент годового использования;

Kсут. - коэффициент суточного использования.

Значения a, Kгод, Kсут. приведены в задании.

tч=4∙365∙0,6∙24∙0,33=6937,92 .

2.2 Определение числа циклов нагружения зубьев колеса

NH1,2=60tчn1,2c , (12)

где n1,2 - частота вращения шестерни и колеса соответственно, об/мин;

с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с = 1).

NH1=60∙6937,92∙1074∙1=4,47∙108 циклов,

NH2=60∙6937,92∙240∙1=1∙108 циклов.


2.4 Расчёт базовых чисел циклов нагрузки

NHG1,2=30HBср.1,2 2,4≤12∙107циклов, (13)

где HBср.1,2 - средняя твёрдость поверхности колеса и шестерни соответственно.

NHG1=30∙248,52,4=1,68∙107 циклов<12∙ 107циклов,

NHG1=30∙285,52,4=2,35∙107 циклов<12∙ 107циклов.

2.5 Определение коэффициента долговечности

ZN1,2=6NHG1,2NH1 , (14)

ZN1=61,68∙1074,47∙108 =0,19,

Принимаем ZN1 =1.

ZN2=62,35∙1071∙108 =0,48.

Принимаем ZN2 =1.

2.6 Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

и шестерни

[σH]1,2=σHlim1,2ZN1,2 , (15)

где σHlim1,2 – предел контактной выносливости колеса и шестерни соответственно.

σHlim1,2=1,8HBср.1,2 +67 , 16

σHlim2=1,8∙248,5+67=514,3 МПа,

σHlim1=1,8∙285,5+67=580,9 МПа,

[σH]2=514,3∙1=514,3 МПа,

[σH]1=580,9∙1=580,9 МПа.

Далее расчёт ведут по наименьшему из [σH]1 и [σH]2. σH=minσH1;σH2=514,3 МПа



2.7 Определение коэффициента долговечности

^ YN1,2=6NFGNH1,2 , (17)

где NFG – базовое число циклов нагружений, NFG=4∙106 [1, c 18].

YN1=64∙1064,47∙108 =0,10,

Принимаем YN1=1.

YN2=64∙1061∙108 =0,20.

Принимаем YN2=1.

2.8 Определение предела выносливости в зависимости от термообработки

σFlim1,2=1,03HBср.1,2 , 18

σFlim1=1,03∙248,5+67=255,95 МПа,

σFlim2=1,03∙285,5+67=294,06 МПа.

2.9 Определение допускаемых напряжений при изгибе

[σF]1,2=σFlim1,2YN1,2 , (19)

[σF]2=255,95∙1=255,95 МПа,

[σF]1=294,06∙1=294,06 МПа.

2.10 Определение межосевого расстояния

aw≥Kau+13KHβT2Ψbau2σH2 , (20)

где KHβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта,

KHβ=1,0 1, с 20;

Ka – коэффициент межосевого расстояния, Ka=49,5 [1, c. 20];

Ψba – относительная ширина колес при симметричном расположении колёс относительно опор, Ψba=0,315 [1, c. 20].

aw=49,5∙4,5+131∙120,61∙1030,315∙4,52∙514,32=112,99 мм.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 aw=120 мм [1, т. 19.1, c 481].

2.11 Определение номинального модуля зацепления

m=0,01…0,02aw, (21)

m=0,01…0,02∙120=1,2…2,4 мм.

Принимаем из стандартного ряда чисел m=2,0 [1, c. 22].

2.12 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

ZΣ=2awm , (22)

ZΣ=2∙1202=120.

2.13 Определение числа зубьев шестерни

Z1=ZΣ(u+1) , (23)

Z1=120(4,5+1)=22> Zmin=17.

2.14 Определение числа зубьев колеса

Z2=ZΣ-Z1, (24)

Z2=120-22=98.

2.12 Уточнение передаточного числа

2.12.1Фактическое передаточное число

uф=Z2Z1 , (25)

uф=9822=4,45.

2.12.2 Отклонение фактического передаточного числа от номинального значения

∆=u-uфu∙100% , (26)

∆=4,5-4,454,5∙100%=1,1%<4%.



За передаточное число редуктора принимаем u1=4,45.

2.13 Основные геометрические размеры шестерни и колеса

2.13.1 Определение делительных диаметров шестерни и колеса

d1,2=Z1,2m, (27)

d1=22∙2=44 мм,

d2=98∙2=196 мм.

2.13.2 Определение диаметра вершин зубьев шестерни и колеса

dа1,2=d1,22m, (28)

dа1=44+2∙2=48 мм,

dа2=196+2∙2=200 мм.

2.13.3 Определение диаметра впадин шестерни и колеса

df1,2=d1,2-2,5m, (29)

df1=44-2,5∙2=39 мм,

df2=196-2,5∙2=191 мм.

2.13.4 Определение высоты зуба

h=2,25m, (30)

h=2,25∙2=4,5 мм.

2.13.5 Определение ширины венца колеса

b2=Ψbaaw, (31)

b2=0,315∙120=38 мм.

2.13.6 Определение ширины венца шестерни

b1=b2+5 , (32)

b1=38+5=43 мм.

2.13.7 Проверка ширины межосевого расстояния

aw=0,5d1+d2 , (33)

aw=0,544+196=120 мм.

2.14 Определение окружной скорости колеса

V2=πd2n260 , (34)

V2=3,14∙0,196∙24060=2,46 м/с.

Принимаем 8 степень точности передачи в зависимости от окружной скорости колеса [1, т. 2.4, c. 25].

2.15 Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям

σH=1,18T1KHβKHvEпр(uф+1)d12b1sin2αuф , (35)

где KHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, KHβ=1,04 [2, т. 3.1, c. 32];

KHv – коэффициент динамичности, KHv=1,07 [4, т. 8.3 c. 138];

Eпр - модуль продольной упругости стали, Eпр=2,1∙105МПа;

α - стандартный угол профиля зуба, α=20°.

σH=1,1827,35∙103∙1,04∙1,07∙2,1∙105∙(4,45+1)442∙43∙sin(2∙20)∙4,45=451,31МПа.

2.16 Определение недогрузки передачи

∆σH=σH-σHσH∙100%, (36)

∆σH=514,3-451,31514,3∙100%=12,25%<15%.

Условие прочности соблюдается.

2.17 Определение усилий в зацеплении

2.17.1 Определение окружной силы

Ft=2T1d1 , (37)

Ft=2∙27,35∙10344=1243,2 Н.

2.17.2 Определение радиальной силы

Fr=Fttgα , (38)

Fr=1243,2∙tg20=452,48 Н.


2.18 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба


σF1,2=FtKFβKFvYFSmb2 , (39)

где KFβ - коэффициент концентрации нагрузки, KFβ=1,0 [2, т. 3.7, c. 43];

KFv - коэффициент динамичности, KFv=1,25 [2, т. 3.7, c. 43];

YFS - коэффициент, учитывающий форму зуба, YFS1=3,98, YFS2=3,61 для шестерни и колеса соответственно [1, т. 2.5, c. 26];

b2 - ширина колеса, b2=36мм.

[σ]F1,2=[σ]Flim1,20[SF]KFcKFL, (40)

где [SF] - коэффициент безопасности;

KFc - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, KFc=1[2, c. 45];

KFL – коэффициент долговечности, KFL=1[2, c. 45].

SF=[SF]'[SF]" , (41)

где [SF]' - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала,

[SF]'=1,75 [2, т. 3.9, c. 45];

[SF]" - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки,

[SF]"=1,0 [2, c. 44].

SF=1∙1,75=1,75,

[σ]Flim1,20=1,8HBср.1,2 , (42)

[σ]Flim20=1,8∙248,5=447,3 МПа,

[σ]Flim10=1,8∙285,5=513,9 МПа,

[σ]F1=513,9 1,75∙1∙1=293,7 МПа –для шестерни,

[σ]F2=447,3 1,75∙1∙1=255,6 МПа-для колеса.

σF1=1243,2∙1∙1,25∙3,982∙36=85,9 МПа<[σ]F1=293,7 МПа,
σF2=1243,2∙1∙1,25∙3,612∙36=77,92 МПа<[σ]F2=255,6 МПа,

Условие прочности соблюдается.

3 Расчёт открытой передачи

В зависимости от Pпотр.=3,25кВт и nном.=2901 об/мин по номограмме [3, c. 86] выбираем клиновый ремень нормального сечения А, с максимальным вращающим моментом <150 Н∙м и минимальным диаметром ведущего шкива dlmin=63 мм.

3.1 Определение диаметра ведущего шкива

d1=1…2dlmin, (43)

d1=1…2∙63=63…126 мм.

Принимаем d1=90 мм, используя [3, т. К40, c. 448].

3.2 Определение диаметра ведомого шкива

d2=d1u21-ε, (44)

где ε - коэффициент скольжения, ε=0,01 [3, c. 81].

d2=90∙2,7∙1-0,01=240,57 мм.

Принимаем d2=250 мм, используя [3, т. К40, c. 448].

3.3 Определение фактического передаточного числа и его отклонения от заданного

uф=d2d1 , (45)

uф=25090=2,77,

∆=u2-uфu2∙100%, (46)

∆=2,7-2,772,7∙100%=2,59%<3%.

3.4 Определение ориентировочного межосевого расстояния

aw≥0,55d1+d2+h, (47)

где h - высота сечения клинового ремня, h=8 мм [3, т. К31, c 440].

aw=0,55∙90+250+8=195 мм.

3.5 Определение расчётной длины ремня

l=2aw+π2d1+d2+(d2-d1)24aw , (48)

l=2∙195+3,14290+250+(250-90)24∙195=956,62 мм.

Принимаем l=1000 мм [3, т. К31, c. 440].

3.6 Уточнение значения межосевого расстояния по стандартной длине

aw= 182l-πd1+d2+2l-πd1+d22-8d2-d12 , (49)

aw=182∙1000-3,1490+250+2∙1000-3,1490+2502-8250-902=218,45 мм.

Принимаем aw=220 мм [1, т. 19.1 c. 481].

3.7 Определение угла обхвата ремнём ведущего шкива

α1=180°-57°(d2-d1)aw , (50)

α1=180°-57°(250-90)220=138,54° >120° .

3.8 Определение скорости ремня

v=πd1n16∙103, (51)

v=3,14∙90∙290160∙103=13,66 мс<v=40 м/с.

3.9 Определение частоты пробегов ремня

U=vl , (52)

U=13,661=13,66 с-1<U=30 с-1.

3.10 Определение допускаемой мощности, передаваемой одним ремнём

Pп=PоCpCαClCz , (53)

где Pо - допускаемая приведённая мощность, Pо=3,57 кВт [3, т. 5.5, c. 89];

Cp,Cα,Cl,Cz - поправочные коэффициенты, Cp=1, Cα=0,89,

Cl=0,9,Cz =0,95 [3, т. 5.2, c. 82].

Pп=3,57∙1∙0,89∙0,9∙0,95=2,72 кВт.

3.11 Определение количества клиновых ремней

Z=Pном.Pп , (54)

Z=3,252,72=1,19.

Принимаем число клиновых ремней Z=2.

3.12 Определение силы предварительного натяжения ремня

F0=850Pном.ClZvCpCα, (55)

F0=850∙3,25∙0,92∙13,66∙0,89∙1=102,25 Н.

3.13 Определение окружной силы, передаваемой комплектом клиновых ремней

Ft=Pном.∙103v , (56)

Ft=3,25∙10313,66=237,92 Н.

Принимаем клиновой ремень сечения А с расчётной длиной l=1000 мм, с кордной тканью в несущем слое. Шкив выполняют из материала СЧ 15, площадь поперечного сечения ремня А=81 мм2, ширина шкива B=35 мм [2, т. 7.7, c. 131].

3.14 Определение силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

F1=F0+Ft2Z , (57)

F1=102,25+237,922∙2=161,73 Н,

F2=F0-Ft2Z , (58)

F2=102,25-237,922∙2=42,77 Н.

3.15 Определение силы давления ремней на вал

Fоп.=2F0Zsinα2 , (59)

Fоп.=2∙102,25∙2∙sin138,542=382,52 Н.

3.16 Проверочный расчёт прочности ремня по максимальным

напряжениям в сечении ведущей ветви

σmax=σ1+σи+σv ≤[σ]р , (60)

где σ1 - напряжение растяжения, Н/мм2;

σи – напряжение изгиба, Н/мм2;

σv - напряжение от центробежных сил, Н/мм2;

[σ]р - допускаемое напряжение растяжения, [σ]р=10 Н/мм2 [3, c. 85].

3.16.1 Определение допускаемой рабочей нагрузки на 1 мм ширины прокладки

p=p0CαCvCpCθ , (61)

где p0 - наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку, p0=3Н/мм

[2, т. 7.1, c. 119];

Cv, Cθ - поправочные коэффициенты, Cv=0,94, Cθ=1 [3, т. 5.2, c. 82].

p=3∙0,89∙0,94∙1∙1=2,51Н/мм.

3.16.2 Определение напряжения растяжения

σ1=F0A+Ft2ZA, (62)

σ1=102,2581+237,922∙2∙81=2 Н/мм2.

3.16.3 Определение напряжения изгиба

σи=Eиhd1 , (63)

где h - высота сечения клинового ремня, h=8,7 мм [2, т. 7.12, c. 138];

Eи - модуль продольной упругости для прорезиненных ремней,



Eи=80 Н/мм2[3, c. 84].

σи=80∙8,790=7,73 Н/мм2.

3.16.4 Определение напряжения от центробежных сил

σv =ρv2∙10-6, (64)

где ρ - плотность материала клинового ремня, ρ=1250 кг/мм3 [3, c. 85].

σv =1250∙13,662∙10-6=0,23 Н/мм2.

3.16.5 Определение максимального напряжения

σmax=2+7,73+0,23=9,96 Н/мм2<[σ]р=10 Н/мм2.

4 Предварительный расчёт и конструирование валов

4.1 Ведущий вал

4.1.1 Определение диаметра быстроходного вала по крутящему моменту

d≥53T1 , (65)

dвых1=5327,35= 15,06мм.

Принимаю диаметр выходного конца ведущего вала dвых1=26мм.

4.1.2 Определение диаметра вала под подшипник

dп1=d+2t , (66)

где t - высота заплечика, t=3,5мм [1, т. 3.1, с. 47].

dп1=26+2∙3,5=33мм.

Принимаю dп1=35мм [3, т. К27, c. 432].

4.1.3 Определение диаметра буртика под подшипник

dбп1=dп1+3r, (67)

где r - координата фаски кольца подшипника, r=2мм [1, т. 3.1, с. 47].

dбп1=35+3∙2=41мм.

Принимаю dбп1=42мм [1, c. 162].

4.2 Ведомый вал

4.2.1 Определение приближённого среднего диаметра вала

d=3T20,2τ, (68)



где τ – крутящий момент для редукторных валов, τ=15МПа [4, с. 315].

d=3120,61∙1030,2∙15=34,26мм.

4.2.2 Определение диаметра выходного конца ведомого вала

dвых2=5…63T2, (69)

dвых2=5…63120,61=24,7…29,6мм.

Принимаю dвых2=30мм[1, c. 162].

4.2.3 Определение диаметра вала под подшипник

dп2=dвых2+2t, (70)

dп2=30+2∙3,5=37мм.

Принимаю dп2=40мм [3, т. К27, c. 432].

4.2.4 Определение диаметра буртика под подшипник

dбп2=dп2+3r, (71)

dбп2=40+3∙3=49мм.

Принимаю dбп2=50мм [1, c. 162].

4.2.5 Определение диаметра вала под колесо

dк≥dбп2, (72)

Принимаем dк=50 мм [1, c. 162].

4.2.6 Определение диаметра буртика под колесо

dбк=dк+3f, (73)

где f - размер фаски колеса, f=2 [1, т. 3.1, с. 47].

dбк=50+3∙2=56 мм.

Принимаем dбк=60 мм [1, c. 162].

5 Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора

5.1 Конструктивные размеры зубчатого колёса

5.1.1 Определение диаметра ступицы колеса

dст=1,5dк, (74)

dст=1,5∙50=75 мм.


5.1.2 Определение длины ступицы колеса

lст=1,2dк , (75)

lст=1,2∙50=60 мм.

5.1.3 Определение толщины обода зубчатого венца

S=2,5m+2, (76)

S=2,5∙2+2=7 мм.

Так как b2>20 мм, увеличиваем S на 10÷20%. Принимаем S=8 мм.

5.1.4 Определение фаски на торцах зубчатого венца

f=0,6…0,7m , (77)

f=0,6…0,7∙2=1,2…1,4 мм.

Принимаем f=1,2 мм. На прямозубых колёсах фаска выполняется под углом 45 градусов.

5.1.5 Определение толщины диска

C=0,35…0,4b2, (78)

C=0,35…0,4∙38=13,3…15,2 мм.

Принимаем C=15мм. Радиус закруглений R=6 мм.

5.2 Конструктивные размеры корпуса редуктора

5.2.1 Определение толщины стенок корпуса и крышки

δ=0,025aw+1, (79)

δ=0,025∙120+1=4 мм.

Принимаем δ=8 мм.

δ1=0,02aw+1, (80)

δ1=0,02∙120+1=3,4 мм.

Принимаем δ1=8 мм.

5.2.2 Определение толщины верхнего и нижнего пояса корпуса и крышки

b=1,5δ, (81)

b=1,5∙8=12 мм,

b1=1,5δ1, (82)

b1=1,5∙8=12 мм.



5.2.3 Определение толщины нижнего пояса корпуса без бобышки

p=2,35δ, (83)

p=2,35∙8=18,8 мм.

Принимаем p=20 мм.

5.2.4 Определение диаметра фундаментных болтов

d1=0,03÷0,036aw+12, (84)

d1=0,03÷0,036∙120+12=15,6÷16,3 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

5.2.5 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу

у подшипников

d2=0,7÷0,75d1, (85)

d2=0,7÷0,75∙16=11,2÷12 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

5.2.6 Определение диаметра болтов крепления крышки к корпусу

d3=0,5÷0,6d1, (86)

d3=0,5÷0,6∙16=8÷9,6 мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

6 Выбор смазки

По значениям окружной скорости колеса V2=6,62 м/с и контактному напряжению σH=514,3 МПа выбираем рекомендуемую кинематическую вязкость масла равную 22 мм2/с [1, т. 8.1, c.179]. По величине кинематической вязкости принимаем марку масла И-Л-А-22 [1, т. 8.2, c.179].

6.1 Определение допустимого уровня погружения колёс в масляную ванну

m≤hm≤0,25d2, (87)

2≤hm≤0,25∙196=49 мм.

В виду небольшой окружной скорости редуктора, принимаем hm=25 мм.

6.2 Определение уровня масла от дна редуктора

b0≥3x, (88)



где x - расстояние между вращающимися колёсами и стенкой корпуса,

x=10 мм .

b0=3∙10=30 мм,

h=b0+hm, (89)

h=30+25=55 мм.

6.3 Определение объёма масляной ванны

Объём принимаем из расчёта 0,25 дм3 на 1 кВт мощности.

V=0,25P, (90)

V=0,25∙3,25=0,81дм3.

Камеры подшипников заполняют пластичным смазочным материалом Литол-24 [1, т. 19.4, c.522].

7 Подбор и проверка прочности шпоночных соединений

Под цилиндрическое колесо по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.1 Определение прочности шпонки на смятие под цилиндрическим колесом

Параметры шпонки: dк=50 мм; b= 16мм; h=10мм; t1=6 мм; l=45 мм

[1, т. 19.11, c. 488].

σсм=2T2dh-t1(l-b) , (91)

σсм=2∙120,61∙10350∙10-6∙(45-16)=40,2 МПа<σсм=120 МПа.

Условие прочности выполняется.
Под выходной конец тихоходного вала по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.2 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом тихоходного вала

Параметры шпонки: d=30 мм; b= 8мм; h=7мм; t1=4 мм; l=36 мм

[1, т. 19.11, c. 488].

σсм=2∙120,61∙10330∙8-5∙(36-10)=103,1 МПа<σсм=120 МПа.

Условие прочности выполняется.
Под выходной конец быстроходного вала по ГОСТ 23360-78 выбираю призматическую шпонку, изготовленную из материала Сталь 40Х, с допускаемым напряжением смятия стальной ступицы ≤ 120 МПа.

7.3 Определение прочности шпонки на смятие под выходным концом быстроходного вала

Параметры шпонки: d=26 мм; b= 8мм; h=7мм; t1=4 мм; l=36 мм[1, т. 19.11, c. 488].

σсм=2∙27,35∙10326∙7-4∙(36-8)=25,05 МПа<σсм=120 МПа.

Условие прочности выполняется.

8 Подбор и проверка долговечности подшипника

Намечаем для ведущего и ведомого вала радиально-упорные шарикоподшипники средней серии. Диаметры тел качения подшипников для ведущего и ведомого вала соответственно равны 14,29 мм и 15,08 мм [3, т. К27, с. 432] .

Таблица 2 – Выбор подшипников

Вал

Условные обозначения

Внутренний диаметр d, мм

Внешний диаметр D, мм

Ширина B, мм

Динамическая нагрузка C, кН

Статическая нагрузка C0, кН

Ведущий

307

35

80

21

33,2

19,0

Ведомый

308

40

90

23

41,0

24,0

8.1 Проверка долговечности подшипников вала шестерни

Расчётная схема приведена на рисунке 2.

8.1.1 Реакции опор вала шестерни

1) Плоскость YZ:

Σмом(А)=Frl1-RBy(l1+l2)+ FQ(l1+l2+ l3)=0,

RBy=Frl1+ FQ(l1+l2+ l3)/(l1+l2)=(452,48∙48+382,52(48+48+65))/(48+48)=867,76 Н,

RАy-RBy+Fr+ FQ=0; RАy= RBy-Fr- FQ =867,76-452,48-382,52= 32,76 Н.

2) Плоскость XZ:

Σмом(A)=Ftl1-RBx(l1+l2)=0,

RBx = Ftl1/(l1+l2)=1243,2∙48/(48+48)=621,6 Н,



RАx+RBx- Ft=0; RАx= Ft -RBx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

8.1.2 Радиальные нагрузки на подшипник

RА=RAx2+RAy2=621,62+32,762=622,5 Н,

RВ=RВx2+RВy2=621,62+867,762=1067,4 Н.


Рисунок 2 – Эпюра моментов вала шестерни

Расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре В.

8.1.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Pэ=FrVKбKт, (92)

где Fr – максимальная нагрузка на подшипник, Fr=RВ=1067,4 Н;

V – коэффициент вращения кольца, V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо;

Kб – коэффициент динамичности, Kб=1,3 [1, т. 6.4, с. 139];

Kт - температурный коэффициент, Kт=1 [1, т. 6.5, с. 141].

Pэ=1067,4 ∙1∙1,3∙1=1387,6 Н.

8.1.4 Определение долговечности подшипника, в млн. оборотах

L=a1a23CPэp, (93)

где a1 – коэффициент, учитывающий надёжность подшипника, a1=1

[4, c. 357];

a23 - коэффициент, учитывающий качество материала и термообработку, a23=0,75 для шарикоподшипников [1, с. 142].

p - показатель степени кривой усталости, p=3 для шариковых подшипников[1, с. 141].

L=1∙0,75332001387,63=10273 млн.об.
8.1.5 Определение долговечности подшипника, в часах

Lh=a1a2310660n1CPэp, (94)

Lh=1∙0,7510660∙1074332001387,63=1,59∙105 ч.

Ресурс работы подшипника превышает ресурс работы редуктора (1,59∙105 ч. > 6937,92 ч.), следовательно, подшипник пригоден.

8.2 Проверка долговечности подшипников вала колеса

Расчётная схема приведена на рисунке 3.

8.2.1 Реакции опор вала колеса

1) Плоскость YZ:

Σмом(C)=Frl1-RDy(l1+l2)=0,

RDy= Frl1/(l1+l2)=452,48∙49/(49+49)=226,24 Н,

-RСy- RDy+Fr=0; RСy= Fr- RDy=452,48- 226,24= 226,24 Н.

2) Плоскость XZ:

Σмом(С)=Ftl1 - RDx(l1+l2)=0,

RDx = Ftl1/(l1+l2)=1243,2∙49/(49+49)=621,6 Н,

RCx+RDx- Ft=0; RCx= Ft -RDx =1243,2-621,6 = 621,6 Н.

3) Плоскость YZ:

Ft2=2T2/dзв=2∙120,61∙103/97,02=2486 Н,

dзв=zt/π=12∙25,4/3,14=97,02 мм,

Fм=0,25Ft=0,25∙2486=621,57 Н,

Σмом(C)=-RMD (l1 +l2)+Fм (l1 +l2+l3)=0,

RMD= Fм (l2+l3)/ (l1 +l2)=621,57(49+49+89)/(49+49)=1186,06 Н,

RMС - RMD+Fм=0; RMС= RMD- Fм= 1186,06-621,57=564,49 Н.


8.2.2 Радиальные нагрузки на подшипник

RС=RСx2+RСy2+RMC=621,62+226,242+564,49=1225,98 Н,

RD=RDx2+RDy2+RMD=621,62+226,242+1186,06=1847,55 Н.

Расчёт ведём по наиболее нагруженному подшипнику, расположенному на опоре D.

Рисунок 3 - Эпюра моментов вала колеса




8.2.3 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Pэ=FrVKбKт,

где Fr – максимальная нагрузка на подшипник, Fr=RD=1847,55 Н.

Pэ=1847,55∙1∙1,3∙1=2401,82 Н.

8.2.4 Определение долговечности подшипника, в млн. оборотах

L=a1a23CPэp,

L=1∙0,75410002401,823=3731 млн.об.

8.2.5 Определение долговечности подшипника, в часах

Lh=a1a2310660n2CPэp, (95)

Lh=1∙0,7510660∙240410002401,823=2,59∙105 ч.

Ресурс работы подшипника превышает ресурс работы редуктора (2,59∙105 ч. > 6937,92 ч.), следовательно, подшипник пригоден.

9 Проверочный расчёт валов

9.1 Проверочный расчёт ведущего вала

Выбираем материал вала Сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270HB, предел прочности σв=900 МПа, предел текучести σт=650 МПа, σ-1=410, τ-1=230 [1, т. 12.8, c. 273].

9.1.1 Определение момента сопротивления при кручении и изгибе

Wк =πdf1316, (96)

Wк1 =3,14∙39316=11641,4 мм3,

Wк =πd316, (97)

Wк2 =3,14∙35316=8414,2 мм3,

W=πd332, (98)

где d - диаметр вала под подшипник, d=35мм.

W1=3,14∙35332=4207,1 мм3.


9.1.2 Определение амплитуды симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе и амплитуды от нулевого цикла касательных напряжений при кручении вала

τа=τυ=0,5τmax=0,5T1Wк1,2 , (99)

τа1=τυ=0,5∙27,35∙10311641,4=1,17 МПа,

τа2=τυ=0,5∙27,35∙1038414,2 =1,63 МПа.

9.1.3 Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении

Sτ=τ-1DKτDτа+ΨτDτm, (100)

где KτD - коэффициент концентрации напряжений;

τ-1D - предел выносливости вала;

ΨτD - коэффициент асимметрии цикла.

KτD=KτKdτ+1KFτ-1Kv , (101)

где Kτ/Kdτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

Kτ/Kdτ=2,5 [1, т. 12.19, c. 283];

KFτ - коэффициент, учитывающий качество поверхности, KFτ=0,93

[1, т. 12.14, c. 281];

Kv - коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, Kv =1 т.к. упрочнения нет.

KτD=2,5+10,93-11=2,58,

ΨτD=ΨτKτD, (102)

где Ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, Ψτ=0,1 [1, т. 12.8, c. 273].

ΨτD=0,12,58=3,87∙10-2,

τ-1D=τ-1KτD, (103)

τ-1D=2302,58=89,15,

Sτ1=89,152,58∙1,17+3,87∙10-2∙1,17=29,1,

Sτ2=89,152,58∙1,63+3,87∙10-2∙1,63=20,88.

9.1.4 Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе

Sσ=σ-1DKσDσа+ΨσDσm, (104)

где KσD - коэффициент концентрации напряжений;

σа,σm - коэффициенты амплитуды напряжения цикла, σm=0 т.к. осевой нагрузки нет;

ΨσD - коэффициент асимметрии цикла, ΨσD=0,2 [2, c. 164].

KσD=KσKdσ+1KFσ-1Kv , (104)

где Kσ/Kdσ - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

Kσ/Kdσ=4,15 [1, т. 12.19, c. 283];

KFσ - коэффициент, учитывающий качество поверхности, KFσ=0,91

[1, т. 12.14, c. 281].

KσD=4,15+10,91-11=4,25,

σа=M1,21030,1d3, 105

где M1,2 - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.

M1,2=Mx2+My2 , (106)

M1=41,652+29,842=51,24 Н∙м,

M2=Mx2+My2 ,

M2=24,862=24,86 Н∙м,

σа1=51,24∙1030,1∙393=8,64,

σа2=24,86∙1030,1∙353=5,8,

σ-1D=σ-1KσD, (107)

σ-1D=4104,25=96,47,

Sσ1=96,4711,95=8,07,

Sσ2=96,478,64=11,16.

9.1.5 Определение коэффициента запаса прочности

S1,2=Sσ1,2SτSσ1,22+Sτ2, (108)

S1=11,16∙29,111,162+29,12=10,42>S=2,5,

S2=16,63∙20,8816,632+20,882=13>S=2,5.

Прочность вала обеспечена.

9.2 Проверочный расчёт ведомого вала

Выбираем материал вала Сталь 45, улучшенная, твердость не менее 270HB, предел прочности σв=900 МПа, предел текучести σт=650 МПа, σ-1=410, τ-1=230 [1, т. 12.8, c. 273].

9.2.1 Определение момента сопротивления при кручении и изгибе

Диаметр вала под подшипник d=40мм.

W1=πd332-bt1(d-t1)22d, (109)

W1 =3,14∙50332-16∙6(50-6)22∙50=10407,1 мм3,

Wк1 =πd316-bt1(d-t1)22d, (110)

Wк1 =3,14∙50316-16∙6(50-6)22∙50=22672,7 мм3,

Wк2 =3,14∙40316=12560мм3,

W2=3,14∙40332=6280 мм3.

9.2.2 Определение амплитуды симметричного цикла нормальных напряжений при изгибе и кручении вала

τа1=τυ=0,5∙120,61∙10322672,7=2,66 МПа,

τа2=τυ=0,5∙120,61∙10312560=4,8 МПа.


9.2.3 Определение коэффициента сопротивления усталости при кручении

Sτ=τ-1DKτDτа+ΨτDτm,

KτD=KτKdτ+1KFτ-1Kv ,

где Kτ/Kdτ - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

Kτ/Kdτ=2,6 [1, т. 12.19, c. 283];

KFτ - коэффициент, учитывающий качество поверхности, KFτ=0,93

[1, т. 12.14, c. 281];

Kv - коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения, Kv =1 т.к. упрочнения нет.

KτD=2,6+10,93-11=2,68,

ΨτD=ΨτKτD,

где Ψτ - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла, Ψτ=0,1 [1, т. 12.8, c. 273].

ΨτD=0,12,68=3,73∙10-2,

τ-1D=τ-1KτD,

τ-1D=2302,68=85,82,

Sτ1=85,822,68∙2,66+3,73∙10-2∙2,66=11,87,

Sτ2=85,822,68∙4,8+3,73∙10-2∙4,8=6,58.

9.2.4 Определение коэффициента сопротивления усталости при изгибе

Sσ=σ-1DKσDσа+ΨσDσm,

где KσD - коэффициент концентрации напряжений;

σа,σm - коэффициенты амплитуды напряжения цикла, σm=0 т.к. осевая нагрузка мала;

ΨσD - коэффициент асимметрии цикла, ΨσD=0,2 [2, c. 164].

KσD=KσKdσ+1KFσ-1Kv ,

где Kσ/Kdσ - эффективный коэффициент концентрации напряжений,

Kσ/Kdσ=4,3 [1, т. 12.19, c. 283];

KFσ - коэффициент, учитывающий качество поверхности, KFσ=0,89

[1, т. 12.14, c. 281].

KσD=4,3+10,89-11=4,42,

σа=M1030,1d3 ,

где M1,2 - суммарный изгибающий момент в опасном сечении и под подшипником соответственно.

M1=Mx2+My2 +MМ, (111)

M1=30,462+11,082+27,66=60,07 Н∙м,

M2=MМ=55,32 Н∙м,

σа1=60,07∙10310407,1=5,77,

σа2=55,32∙1030,1∙403=8,64,

σ-1D=σ-1KσD,

σ-1D=4104,42=92,76,

Sσ1=92,765,77=16,08,

Sσ2=92,768,64=10,74.

9.2.5 Определение коэффициента запаса прочности

S1,2=Sσ1,2SτSσ1,22+Sτ2,

S1=16,08∙11,8716,082+11,872=9,55>S=2,5,

S2=10,74∙6,5810,742+6,582=5,61>S=2,5.

Прочность вала обеспечена.



10 Выбор муфт

Вал редуктора и приводной вал рабочей машины соединяются компенсирующей цепной муфтой по ГОСТ 20742-93 [1, т. 15.1, c. 348]. Номинальный крутящий момент муфты Тн=250 Н∙м. Число зубьев z=12, шаг t=25,4 мм.

Расчётный момент:

Тр=kT2≤Тн, (112)

где k - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, k=1,3

[2, т. 11.3, c. 272].

Тр=1,3∙120,61=156,79 Н∙м<Тн.

Муфта пригодна.



^ СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. учреждений среднего профессионального образования. - 4-е издание, исправл. - М.: Машиностроение, 2003. - 536 с., ил.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин. - 3-е издание, стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. - М.: ООО “Альянс”, 2005. - 416 с.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. -

2-е издание, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт, - Б. ц.

4. Детали машин: Учебник для машиностроительных специальностей вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финогенов. - 12-е издание, испр. - М.: Высшая школа, 2008. - 408 с.: ил.


Скачать файл (558.7 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации
Рейтинг@Mail.ru