Согласно заданию требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора.
Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, крышек подшипников, шкива.
Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Параметры ременной передачи принимаются по результатам расчета на тяговую способность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода определяются конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.
1 Кинематический расчет привода
1.1 Схема привода
Рисунок 1-Схема привода
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и 2-х ступенчатого циллиндрического редуктора. Движение от электродвигателя через клиноременную передачу 1-2 передается на входной вал редуктора 2-3. Через косозубую цилиндрическую передачу 3-4 передается движение на промежуточный вал 4-5 и далее через косозубую цилиндрическую передачу 5-6 на выходной вал редуктора – 6, который упругой муфтой соединен с валом барабана транспортера.
1.2 Выбор электродвигателя
1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя
Рэд
= Рвых
/ hобщ
,
где Рвых
- общая мощность на выходе, кВт.
hобщ
- общий КПД привода;
hобщ
= h12
×h34
×h56
×h4
п
×hм
где,
h12
- КПД ременной передачи 1-2;
h34
- КПД косозубой цилиндрической передачи 3-4;
h56
- КПД косозубой цилиндрической передачи 5-6;
hп
- КПД пар подшипников;
hм
- КПД муфты
hобщ
= 0,95 ×0,97×0,97 ×0.994
×0,98= 0,841
Рвых
= Ft
× V, где Ft
- окружное усилие на барабане, кН ;
V - скорость ленты конвейера, м/с;
Рвых
= 8700∙0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;
Рэд
= ,
1.2.2 Требуемая частота вращения
nэ
.
тр
= nвых
×i12
×i34
× i56
где, i12
-передаточное отношение передачи 1-2
i34
- передаточное отношение передачи 3-4
i56
- передаточное отношение передачи 5 - 6
nвых
- требуемая частота вращения на выходе привода
nвых
= ,
где Dб
- диаметр барабана,мм
nвых
= об/мин
nэ.тр
= 1000 об/мин
1.2.3 Выбор электродвигателя
выбирается электродвигатель 132S6.
Параметры: P = 5,5 кВт, nэд
= 960 мин-1
.
Рисунок 2-Электродвигатель 132
S
6.
1.3 Уточнение передаточных чисел
Общее передаточное число
,
где Uред
– передаточное число редуктора;
U12
– передаточное число ременной передачи (U12
=3).
1.4 Кинематический и силовой расчет
1.4.1 Мощность, передаваемая на валы привода
,
,
,
,
где P1
– мощность на 1-ом валу, Вт;
P23
– мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;
P45
– мощность, передаваемая на вал 4-5, Вт;
P6
– мощность, передаваемая на выходной вал редуктора, Вт.
1.4.2 Частота вращения валов привода
,
,
,
.
1.4.3 Угловые скорости вращения валов
,
,
,
,
1.4.4 Крутящие моменты на валах
,
,
,
,
2 Расчет зубчатых передач
Рисунок 3-Схема зубчатой передачи
2.1 Критерии работоспособности и расчета
Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:
1. износ;
2. усталостное выкрашивание;
3. усталостные поломки зубьев;
4. статические поломки.
Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.
уН
< [уН
]
уF
< [уF
]
2.2 Выбор материала зубчатых колес
Таблица 2
Выбор материала зубчатых колес.
| Звено |
Марка стали |
Термообработка |
Твердость зубьев НВ |
ут
|
| Шестерни 3,5 |
сталь 40Х |
улучшение |
260..300 |
650 |
| Колеса 4,6 |
сталь 40Х |
улучшение |
230..260 |
650 |
2.4 Расчет допускаемых напряжений
2.4.1 Допускаемые контактные напряжения
В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны
,
где уHlimB
– предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2
;
KHL
– коэффициент долговечности;
SH
– коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH
= 1.1).
При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев
,
где NHO
– базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;
NHE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений.
,
где ni
– частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин-1
;
c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);
tУ
– суммарное время работы;
Tn
– максимальный из длительно действующих моментов;
T1
, T2
– действующие моменты;
t1
,t2
– время действия моментов.
Рисунок 4-Режим работы
,
где - срок службы привода, годы (=9);
- число рабочих смен в сутки (),
- количество рабочих часов в каждую смену ().
ч
Т.к. , то KHL
3
= 1.
Т.к. , то KHL
4
= 1.
Т.к. , то KHL
5
= 1.
Т.к. , то KHL
6
= 1.
Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:
,
где - наименьшее из напряжений .
Принимаем МПа.
Принимаем МПа.
2.4.2 Допускаемые напряжения у ножки зуба
,
где у0
Flim
– предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2
;
KFL
– коэффициент долговечности;
SF
– коэффициент безопасности (принимаем SF
= 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х ).
,
где NFO
– базовое число циклов перемены напряжений ();
NFE
– эквивалентное число циклов перемены напряжений ().
Т.к. , то KFL
3
= 1.
Т.к. , то KFL
4
= 1.
Т.к. , то KFL
5
= 1.
Т.к. , то KFL
6
= 1.
2.4.3 Максимальные допустимые напряжения
Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению
,
где ут
– предел текучести материала при растяжении, Н/мм2
.
,
где уFlimM
– предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2
;
SFM
– коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х SFM
= 1.75).
2.5 Проектный расчет передачи
2.5.1 Определение коэффициентов перегрузки
Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:
при расчете на контактную выносливость
,
при расчете на изгибную выносливость
,
где KH
в
, KF
в
– коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);
KHV
, KFV
– динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).
По ГОСТ 21354-75 быстроходная передача 3-4 – 3 схема, тихоходная передача 5-6 – 5 схема, тогда ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков .
где u – передаточное число рассчитываемой передачи.
u34
= 3,6 u56
= 2,8
KHB34
= 1.15 KFB34
= 1.32
KHB56
= 1.06 KFB56
= 1.1
Значение коэффициентов KHV
и KFV
выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.
Приближенная скорость в зацеплении
,
где nш
– частота вращения шестерни, мин-1
;
CV
– вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV
= 1500);
Tк
– момент на колесе, Нм.
Принимаем степень точности
зубчатая передача 3-4 8я;
зубчатая передача 5-6 8я.
Выбираются значения коэффициентов KHV
и KFV
KHV
34
= 1.045 KFV
34
= 1.053
KHV
56
= 1.025 KFV
56
= 0.9
2.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (3-4)
Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.
Определение предварительного значения межосевого расстояния
:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем
нормальный модуль из зацепления:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев зубчатых колёс:
;
Принимаем .
Определим угол наклона зуба:
;
;
;
;
;
.
Уточним передаточное отношение:
;
.
Определим геометрические размеры
передачи.
Делительный диаметр:
;
мм;
мм.
Диаметры окружностей выступов:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин:
мм;
мм.
Ширина зубчатых венцов колёс:
мм.
Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.
мм.
Проверочные расчеты в зацеплении.
После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.
Уточненное значение окружной скорости
.
т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
Проверочный расчет по контактным напряжения
м.
,где
.
Мпа
Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 6,8%.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
,где YF
-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).
;
.
Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам
.
; ;
;
; ; ;
; .
Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Таблица 4. Итоговая таблица результатов расчетов
| Рассчитываемый параметр |
Обозначение |
Размерность |
Численное значение |
| 1. Межосевое расстояние |
а34
|
мм |
160 |
| 2. Число зубьев шестерни |
Z3
|
мм |
45 |
| 3. Число зубьев колеса |
Z4
|
мм |
164 |
| 4. Нормальный модуль зацепления |
mn
|
мм |
1,5 |
| 5. Диаметр делительной окружности шестерни |
d3
|
мм |
68,89 |
| 6. Диаметр делительной окружности колеса |
d4
|
мм |
251,1 |
| 7. Диаметр окружности выступов шестерни |
da
|
мм |
71,89 |
| 8. Диаметр окружности выступов колеса |
da
|
мм |
254,1 |
| 9. Диаметр окружности впадин шестерни |
df
|
мм |
65,14 |
| 10. Диаметр окружности впадин колеса |
df
|
мм |
247,35 |
| 11. Ширина зубчатого венца шестерни |
b3
|
мм |
55 |
| 12. Ширина зубчатого венца колеса |
b4
|
мм |
50 |
| 13. Степень точности передачи |
- |
- |
8 |
| 14. Угол наклона зуба |
b |
град. |
11,76 |
| 15. Окружная сила в зацеплении |
Ft
|
Н |
1198,934 |
| 16. Радиальная сила в зацеплении |
Fr
|
Н |
442,7 |
| 17. Осевая сила в зацеплении |
Fa
|
Н |
204,938 |
2.7Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (5-6)
Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе.
Определение предварительного значения межосевого расстояния:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем нормальный модуль из зацепления:
;
мм.
Принимаем мм из стандартного ряда.
Определяем числа зубьев зубчатых колёс:
;
Принимаем .
Определим угол наклона зуба:
;
;
;
;
;
.
Уточним передаточное отношение:
;
.
Определим геометрические размеры передачи.
Делительный диаметр:
;
мм;
мм.
Диаметры окружностей выступов:
мм;
мм.
Диаметры окружностей впадин:
мм;
мм.
Ширина зубчатых венцов колёс:
мм.
Ширину шестерни принимаем на 5 миллиметров больше.
мм.
Проверочные расчеты в зацеплении.
После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.
Уточненное значение окружной скорости.
т.к. полученное значение скорости находится в том же диапазоне при выборе и , то коэффициенты и остаются прежними.
Проверочный расчет по контактным напряжениям:
,где ;
.
Допускается недогруз передачи до 10%.В данном случае недогруз составляет 8,3%.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба:
,
где YF
-коэффициент прочности зуба(выбирается в зависимости от приведённого числа зубьев колёс).
;
.
Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам.
; ;
;
; ; ;
;
.
Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
Таблица 5. Итоговая таблица результатов расчетов
| Рассчитываемый параметр |
Обозначение |
Размерность |
Численное значение |
| 1. Межосевое расстояние |
а56
|
мм |
180 |
| 2. Число зубьев шестерни |
Z5
|
мм |
53 |
| 3. Число зубьев колеса |
Z6
|
мм |
150 |
| 4. Нормальный модуль зацепления |
mn
|
мм |
1,75 |
| 5. Диаметр делительной окружности шестерни |
d5
|
мм |
93,99 |
| 6. Диаметр делительной окружности колеса |
d6
|
мм |
266,01 |
| 7. Диаметр окружности выступов шестерни |
da5
|
мм |
97,49 |
| 8. Диаметр окружности выступов колеса |
da
|
мм |
269,51 |
| 9. Диаметр окружности впадин шестерни |
df
|
мм |
89,615 |
| 10. Диаметр окружности впадин колеса |
df6
|
мм |
261,635 |
| 11. Ширина зубчатого венца шестерни |
b5
|
мм |
62 |
| 12. Ширина зубчатого венца колеса |
b6
|
мм |
57 |
| 13. Степень точности передачи |
- |
- |
8 |
| 14. Угол наклона зуба |
b |
град. |
9,24 |
| 15. Окружная сила в зацеплении |
Ft
|
Н |
2766,25 |
| 16. Радиальная сила в зацеплении |
Fr
|
Н |
1020,1 |
| 17. Осевая сила в зацеплении |
Fa
|
Н |
450 |
3. Расчет клиноременной передачи
Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:
При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр . Принимаем.
Определяем передаточное отношение i без учета скольжения
.
Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,015:
.
Ближайшее стандартное значение . Уточняем передаточное отношение i с учетом:
.
Пересчитываем:
.
Расхождение с заданным составляет 1,5 %, что не превышает допустимого значения 3%.
Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале
принимаем близкое к среднему значение а = 450 мм.
Расчетная длина ремня:
.
Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.
Вычисляем
и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:
Угол обхвата меньшего шкива
Скорость
По таблице определяем величину окружного усилия , передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.
.
Допускаемое окружное усилие на один ремень:
.
Определяем окружное усилие:
.
Расчетное число ремней:
.
Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения
Предварительное натяжение каждой ветви ремня:
;
рабочее натяжение ведущей ветви
;
рабочее натяжение ведомой ветви
;
усилие на валы
.
Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15-32, шероховатость рабочих поверхностей .
Сила предварительного натяжения одного ремня
,
Сила предварительного натяжения одной ветви комплекта ремней передачи
Н
Натяжение ветвей комплекта ремней передачи, нагруженной номинальной мощностью P
Натяжение F1
ведущей ветви комплекта ремней
Н
Натяжение F2
ведомой ветви комплекта ремней
4 Ориентировочный расчёт валов
4.1 Расчёт быстроходного вала 2-3
Рисунок 5-Эскиз входного вала 2-3
, где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;
мм принимаем d = 35 мм; хвостовик конический (М20´1,5),
Диаметр участка вала под подшипник:
где, t - высота заплечника, мм; t = 2мм ,
мм Принимаем dП
= 40мм.
Диаметр буртика подшипника:
где, r - координата фаски подшипника, мм r = 2,5мм ,
мм Принимаем dБП
= 48мм.
4.2 Расчёт промежуточного вала 4-5
Рисунок 6-Эскиз промежуточного вала 4-5
, где Т45
-момент на промежуточном валу;
Принимаем dК
= 45мм;
dБК
³ dК
+ 3×f , где f -размер фаски колеса; f = 1,6мм ,
dБК
³ 45 + 3×1,6 ³49,8 мм Принимаем dБК
= 50мм
Принимаем dП
= 45мм.
4.3 Расчёт выходного вала 6
Рисунок 7-Эскиз выходного вала 6
,
где Т-момент на выходном валу;
мм ;
,
где t
-
высота заплечника;
мм принимаем dП
=55мм;
;
мм ; принимаем dБП
=65мм;
dК
=dБП
=65мм.
dБК
=dК
+3×f , где f– размер фаски колеса; f =2,6мм ,
dБК
=65+ 3×2,6=70мм.
5 Подбор и проверка шпонок
Подбираются шпонки призматические (ГОСТ 23360-78).
Рисунок 8-Шпоночное соединение
Таблица 4
|
|
Место установки |
Диаметр d, мм |
Сечение шпонки, мм |
Фаска s, мм |
Глубина паза, мм |
Длина l, мм |
||
| b |
h |
t1
|
t2
|
|||||
| 2-3 |
шкив |
29.1 |
6 |
6 |
0.3 |
3.5 |
2.8 |
40 |
| 4-5 |
колесо зубчатое |
45 |
14 |
9 |
0.5 |
5.5 |
3.8 |
32 |
| 6 |
колесо зубчатое |
67 |
20 |
12 |
0.5 |
7,5 |
4.9 |
50 |
| 6 |
полумуфта |
45 |
14 |
9 |
.05 |
5,5 |
3.8 |
70 |
Проверка шпонок на смятие
,
где T – передаваемый вращающий момент;
dср
– диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;
h, b, l – линейные размеры шпонки;
t1
– глубина паза вала.
Проверочный расчет шпонки 6Ч6Ч40 ГОСТ 23360-78, на валу 2-3.
Т.к. материал ступицы (шкив) – чугун, то допускаемое напряжение смятия [усм
]2-3
= 80 Н/мм2
.
Проверочный расчет шпонки 14Ч9Ч32 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 4) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм
]4-5
= 120 Н/мм2
.
Проверочный расчет шпонки 18Ч11Ч56 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под зубчатое колесо 6.
Т.к. материал ступицы (зубчатое колесо 6) – сталь, то допускаемое напряжение смятия
[усм
]6к
= 120 Н/мм2
.
Проверочный расчет шпонки 12Ч8Ч63 ГОСТ 23360-78, на валу 6 под полумуфту.
Т.к. материал ступицы (полумуфта) – чугун, то допускаемое напряжение смятия
[усм
]6м
= 80 Н/мм2
.
Т.к. , то необходимо поставить две шпонки под углов 180є
, считая, что каждая шпонка передает половину нагрузки.
Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.
6 Выбор муфты
Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 20884-93). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента
,
где k – коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной – k = 1.5 (табл. 9.3, стр. 172, /8/).
Рисунок 9-МУВП
Основные параметры МУВП
Таблица 5
.Основные параметры МУВП
| Т, Н×м |
d, мм |
D, мм |
L, мм |
l, мм |
| 1000 |
50 |
220 |
226 |
110 |
Проверочный расчёт муфты
Упругие элементы рассчитываются на смятие:
усм
=2×T/(z×D×dп
×lвт
)≤[ усм
],
где Т - вращающий момент;
dп
– диаметр пальца; (dп
= 22)
усм
=2×103
×1216/(8×220×22×110)=0.54≤2 МПа
7 Определение реакций опор промежуточного вала и построение эпюр
Рисунок 10-Схема редуктора
Для проверки выбираем промежуточный вал 2-3. Так как на него действует большее количество сил.
Определим реакции опор:
Рассмотрим проекции сил в плоскости ХZ :
-Ft
2
×55 + Ft
5
× 125 – RХВ
× 175 =0;
тогда Н
-Ft
5
×50 + Ft
4
× 120 – RХА
× 175 =0;
тогда Н
Проверка: SFIX
=0; RХА
- Ft
4
+ Ft
5
- RХВ
= 31,7 – 1198,9 + 2766,25 – 1599 = 0.
Рассмотрим проекции сил в плоскости УZ:
-Fr4
× 55 - Fa4
× 127,5 – Fr5
× 125 + Fa5
× 48,7 + RУ
B
× 175 =0;
тогда
Fr5
×50 + Fa5
× 48,7 + Fr4
× 120 – Fa4
× 127,5 - RУА
× 175 =0;
тогда
Проверка: SFIY
=0; RY
А
- Fr
4
- Fr
5
+ RY
В
= 859,5 – 442,7 – 1020,1+ 593,2 = 0.
Суммарные реакции опор:
Н
Н
Определим значения изгибающих моментов:
Плоскость XZ:
Сечение 1: 0 < X1
<0.055м. Сечение 2: 0 < X2
<0.70м.
MX
= RХА
× X1
MX
= RХА
× (0,055 + X1
) - Ft
4
× X2
MX
(0)
= 0 MX
(0)
= 31,7 × 0,055 = 1,74 Н×м
MX
(0.036)
= 31,7× 0.055 = 1,74 Н×м MX
(0.138)
= 31,7 × 0,125 – 1198,9 × 0,7 = -79,95 Н×м
Сечение 3: 0 < X3
<0.05м.
MX
= -RХВ
× X3
MX
(0)
= 0
MX
(0.042)
= -1599 × 0.05 = -79,95 Н×м
Плоскость УZ:
Сечение 1: 0 < У1
<0.055м.
MУ
= RУА
× У1
MУ(0)
= 0
MУ(0.036)
=859,5 × 0.055 = 47,5Н×м
Сечение 2: 0 < У2
<0.7м.
MУ
= RУА
× (0,055 + У2
) – Fr
4
× У2
+ Fa
4
× 0,0127
MУ(0)
= 859,5 × 0,055 + 442,7 × 0,0127 = 53 Н×м
MУ(0.7)
= 859,5 × 0,125 – 442,7 × 0,7 + 5,6= 98,5 Н×м
Сечение 3: 0 < У3
<0.05м.
MУ
= RУВ
× У3
MУ(0)
= 0
MУ(0.05)
= 593,2 × 0.05 = 29,66 Н×м
7.1 Проверочный расчет промежуточного вала
Проверочный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S >= [S] .
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений вала.
Рисунок 12-Эскиз вала
Материал вала ─ сталь 45.
Таблица 6
| Диаметр заготовки |
Твердость НВ |
ув
МПа
|
ут
МПа
|
фт
МПа
|
у-1
МПа
|
ф-1
МПа
|
шт
|
|
| <80 |
270 |
900 |
650 |
390 |
410 |
230 |
0,10 |
|
Сечение А - А
: Концентратором напряжений является шпоночный паз.
Коэффициент запаса прочности:
S= Sу
· Sф
/
Sу
=у-1
D
/ уа
Sф
=ф-1
D
/( фа
+шф
D
· фа
),
где уа
и фа
─ амплитуды напряжений цикла;
шф
D
─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.
уа
=103
·М/W; фа
=103
·М к
/2Wк
М=
М к
= 130 Н·м
Определим моменты инерции:
W=р·d3
/32-b·h·(2d-h)2
/(16d)=3.14·453
/32-14·9(2·45 -9)2
/(16·45) = 8045мм3
Wк
=р·d3
/16-b·h·(2d-h)2
/(16d)= 3.14·453
/16-14·9(2·45-9)2
/(16·45) = 16987мм3
уа
=103
·53/8045 = 6,6 МПа
фа
=103
·130/2·6987 = 9.3 МПа
Пределы выносливости вала:
у-1
D
= у-1
/Ку
D
; ф-1
D
= ф-1
/Кф
D
,
где Ку
D
и Кф
D
─ коэффициенты снижения предела выносливости.
Ку
D
=( Ку
/ Кd
у
+1/ КF
у
-1)/ КV
,
Кф
D
=( Кф
/ Кd
ф
+1/ КF
ф
-1)/ КV
,
где Ку
и Кф
─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
Кd
т
и Кd
ф
─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
КF
т
и КF
ф
─ коэффициенты влияния качества поверхности;
КV
─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.
Ку
D
=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
Кф
D
=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у-1
D
= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1
D
= 230 /2,21 = 104.1 МПа
шф
D
=шф
/ Кф
D
шф
D
=0,1/ 2,21=0,045
Sу
= 148 / 6,6 = 22,4 Sф
= 104.1 / (9.3 + 0,035 × 9.3) = 10.8
S= 22,4 · 10.8 /=15.4 > [S] = 2.5
Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
Сечение Б-Б:
Концентратором напряжений является галтель у шестерни.
Коэффициент запаса прочности:
S= Sу
· Sф
/
Sу
=у-1
D
/ уа
Sф
=ф-1
D
/( фа
+шф
D
· фа
),
уа
=103
·М/W; фа
=103
·М к
/2Wк
М=
М к
= 130 Н·м
Определим моменты инерции:
W=р·d3
/32=3.14·503
/32=12267 мм3
Wк
=р·d3
/16=3.14·503
/16=24531 мм3
уа
=103
· 126,8 / 12267 = 10,3 МПа
фа
=103
· 130 / 2 · 24531 = 2,6 МПа
Пределы выносливости вала:
у-1
D
= у-1
/Ку
D
; ф-1
D
= ф-1
/Кф
D
,
где Ку
D
и Кф
D
─ коэффициенты снижения предела выносливости.
Ку
D
=( Ку
/ Кd
у
+1/ КF
у
-1)/ КV
,
Кф
D
=( Кф
/ Кd
ф
+1/ КF
ф
-1)/ КV
,
Ку
D
=( 2,2/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,77
Кф
D
=( 1,75/0,81+1/0,95-1)/ 1=2,21
у-1
D
= 410 / 2,77 =148 МПа; ф-1
D
= 230 /2,21 = 104.1 МПа
шф
D
=шф
/ Кф
D
шф
D
=0,1/ 2,21=0,045
Sу
= 148 / 10,3= 14,4 Sф
= 104.1 / (2,6 + 0,045 × 2,6) = 38,5
S= 14.4 · 38,5 /= 5,3 > [S] = 2.5
Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.
8 Проверка пригодности подшипников промежуточного вала 2 – 3
Предварительно назначаем радиальные шариковые подшипники лёгкой серии 207. Схема установки подшипников - враспор.
Для принятых подшипников находим:
Cr
= 20100 H; e = 0,26; Y =1,71;X=0,56 .
Минимально необходимые для нормальной работы подшипников осевые силы:
FaAmin
= 0.83 × e × RA
= 0,83 × 0,26 × 860,08= 185,6 H
Значения осевых сил берём из расчёта зубчатых передач:
Fa
4
= 204,9H; Fa
5
= 450H , тогда FA
= Fa
5
+ Fa
4
= 754,9H.
Отношение Fa
А
/ (V × RA
) = 754,9/1× 860,08 =0,87, что больше e = 0,26. Тогда для опоры А: Х =0,56; Y = 1,71.
Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку:
,
где коэффициенты V = 1, Кб
= 1,2 , КТ
= 1
Н.0
Вычисляем ресурс работы подшипника:
где, Сr
- базовая радиальная динамическая грузоподъёмность подшипника, Н
Рr
- эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н
к=3 - показатель степени для шариковых подшипников;
а1
=1 - коэффициент корректирующий ресурс в зависимости от надежности (90%);
а23
=0,75 - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника.
n – частота вращения вала.
ч
Расчётная долговечность должна отвечать условию
,
где tS
─ требуемый ресурс, tS
= 21600 ч.
Данное условие выполняется, следовательно, подшипники 207 пригодны.
9
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор
,
Расстояние b0
между дном корпуса и поверхностью колес
.
В двухступенчатых соосных редукторах между торцевыми поверхностями шестерни быстроходной ступени и колеса тихоходной ступени расположены два подшипника опор соосных валов. Расстояние ls
между зубчатыми колесами
,
где T3
и T6
– ширины подшипников опор быстроходного и тихоходного валов.
Толщина стенок
.
Принимается д = 8 мм.
Толщина фланцев
.
Принимается b = 14.5 мм.
Диаметры болтов:
- фундаментальных ,
принимаются фундаментальные болты с резьбой М20;
- остальные болты ,
принимаются болты с резьбой М16.
10 Выбор смазки
При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.
По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 1000 Н/мм2
и скорости V до 2 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34 мм2
/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).
Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью жезлового маслоуказателя.
11 Подбор посадок и допусков
Зубчатые колеса:
H7/r6.
Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.
Шпоночные соединения: P9/h9.
Штифт с картеров: P8/h7.
Штифт с крышкой: H8/h7.
12 Сборка и регулировка редуктора
Перед сборкой полость корпуса редуктора подвергают очистке и покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида.
На входной вал насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.
На промежуточный вал насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.Затем закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала. Насаживают подшипник предварительно нагретый в масле до 80 - 100˚С.
На выходной вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100˚С.
Валы устанавливают в корпус. Для центровки устанавливают крышку редуктора на корпус с помощью цилиндрических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку редуктора с корпусом.
На конические хвостовики входного и выходного валов закладывают шпонки и надевают муфту и шкив.
Ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и устанавливают маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляя крышку винтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям на стенде по программе установленной техническими условиями.
Заключение
:
1. Согласно заданию был разработан привод - редуктор цилиндрический.
2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей..
3. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.
4. Шпоночные соединения были проверены на смятие.
5. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.
Список использованной литературы
:
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие-4-е изд.,исп.- М.: Высш.щк.,1985-415 с.,ил..
2. Левитский И. Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.
3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.