Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Выбор электродвигателя

2. Определение передаточных чисел привода

3. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

4. Проектный расчёт редуктора

5. Определение диаметров валов

6. Расстояния между деталями передачи

7. Расчет подшипников

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

9. Проверка долговечности подшипников

10. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

11. Подбор муфты

12. Расчет шпоночного соединения

Список используемой литературы



1. Выбор электродвигателя

электродвигатель подшипник шпоночный вал

Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:

,

где -окружная сила на звёздочке(Н),

v-скорость цепи (м/с)

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

где - КПД цепной передачи,

- КПД редуктора,

- КПД муфты,

Определяем потребную мощность электродвигателя:

Определяем частоту вращения вала электродвигателя:

где - частота вращения приводного вала,

=3- передаточное число цепной передачи

=5- передаточное число редуктора комендуемых значений

По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .

Выбираем двигатель АИР 112МВ8/709щностью Р=3кВт.

2. Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число привода:

3. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определение мощности

,

,

,

Определение частоты вращения

,

,

Определение моментов

,

,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу:

Вал	Мощность Р,кВт	Частота вращения n, об/мин	Крутящий момент Т, Нм
1	2,94	709	39,6
2	2,82	177,25	152
3	2,65	50,6	500

4. Проектный расчёт редуктора

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 у T = 750 МПа	Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 у T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

КFЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18 КFЕ2=0,06	КНЕ1=0,18 КFЕ1=0,06

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106	NHG1=20*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t?=15000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N?2= =60t?*n2*nз2=60*15000*177,25=159,5*106 t? - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот	N?1=N?2*U*nз1/nз2= =159,5*106*4=638*106 N?2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N?2= =0,18*159.5*106=28,7*106	NНЕ1=КНЕ1*N?1= 0,18*638*106=115*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=28,7*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106	NНЕ1=115*106>NHG1=20*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=20*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N?2=0,06*159.5*106=9.6*106	NFЕ2=КFЕ2*N?2=0,06*638*106=38,3*106

Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:

NFЕ2=9,6*10>NFG2=4*106	NFЕ1=38,3*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[уН]max и [уF]max - предельные допускаемые напряжения

ут - предел текучести материала

[уН]max2=2,8* ут=2,8*750=2100 МПа [уF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа	[уН]max1=2,8* ут=2,8*750=2100 МПа [уF]max1=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[уН]= [у0]Н*(NHG/ NHE)1/6<[уН]max, где

[у0]Н - длительный предел контактной выносливости

[уН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[уН]max - предельное допускаемое контактное напряжение

[у0]Н2=(2*НВср+70)/SH [у0]Н1=(17*НRCпов)/SH



[у0]Н2=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH2=1.1 [у]Н2=582 Мпа	[у0]Н1=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH1=1.1 [у]Н1=582 Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений, а так как они равны,то: [у]Нрасч=582МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[у]F=[у0]F*(4*106/ NFЕ) 1/9< [у]Fmax, где

[у0]F=у0F/SF

у0F - длительный предел контактной выносливости

SF - коэффициент безопасности

[у]F - допускаемое контактное напряжение

[у]Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение

у0F2=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF2=1,75 [у0]F2=у0F2/SF2=513/1,75=293МПа	у0F1=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF1=1,75 [у0]F1=у0F1/SF1= 513/1,75=293МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[у]F2=(4*106/4*106)1/6*293=293 МПа<[у]Fmax=780Мпа	[у]F1=(4*106/4*106)1/6*293=293 МПа<[у]Fmax=780Мпа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:



где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле,

здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора.

где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:

где - частота вращения тихоходного вала, - крутящий момент на тихоходном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где - передаточное число данной ступени редуктора; - допускаемое контактное напряжение; - крутящий момент на валу зубчатого колеса; - коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=80 мм.

Определяем рабочую ширину венца:. Ширина шестерни:

.

Вычислим модуль передачи по формуле



где - изгибное напряжение на колесе;

,

Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

Z2=213

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:

где Т3 - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно



.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:

,

Радиальная сила:

5. Определение диаметров валов

Рис. 1

Быстроходный вал

Даметры различных участков вала определяем по следующим формулам:

;

Исходя из конструктивных особенностей редуктора принимаем d=25мм

Диаметр вала посадочных мест подшипников:

Принимаем

где t-высота буртика в мм

Диаметр основной части вала рассчитан:

Тихоходный вал

Диаметры участков вала определяем по следующим формулам:

принимаем d=32мм

Приводной вал

Диаметры участков вала определяем по следующим формулам:

принимаем d=40мм

Принимаем

Принимаем

Расчет цепной передачи

Исходные данные:

n2 = 177 об/мин, T2 = 152 Нм, U=3,5;

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительное значение шага для однорядной цепи

Ближайшие значения шагов по стандарту:

Назначение основных параметров.

Число зубьев ведущей звёздочки в зависимости от передаточного отношения.

из условия:

делительный диаметр не должен превышать 410мм.

принимаем.

Далее расчёт будем вести для цепи с шагом

Межосевое расстояние.

Примем, что

Наклон передачи принимаем равным 30

Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

Определение давления в шарнире.

Найдём значение коэффициента ;

-нагрузка с небольшими ударами;

-оптимальное межосевое расстояние;

-наклон передачи менее 60;

-передача с автоматической регулировкой натяжения цепи;

-смазывание цепи нерегулярное;

-работа в две смены;

.

Окружная сила, передаваемая цепью.

Давление в шарнире однорядной цепи.

Однорядная цепь не подходит.

Найдём давление в шарнире для двухрядной цепи при :

Для дальнейших расчётов принимаем цепь 2ПР-19,05-6360.Её параметры: Р=19,05мм,

Диаметр ролика d=12,7 мм, расстояние между внутренними пластинами ,

Ширина внутренней пластины h= 18,08 мм, расстояние между рядами ,

Наибольшая ширина звена b=68 мм.

Число зубьев ведомой звёздочки.

Принимаем

Частота вращения ведомой звёздочки.

Делительный диаметр ведущей и ведомой звёздочки.

Диаметр окружности выступов ведущей и ведомой звёздочки.

Диаметр ведущей и ведомой звёздочки.

Принимаем: ;

Ширина зуба звёздочки.

Ширина зубчатого венца звёздочки.

потребное число звеньев цепи.



Принимаем

Уточнённое межосевое расстояние.

Полученное значение а' уменьшаем на

.

Окончательное значение межосевого расстояния:

Нагрузка на валы звёздочек.

6. Расстояния между деталями передачи

Зазор между поверхностями вращающихся колёс и стенками корпуса

,

где L-наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи, мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка

Принимаем bo=40мм.

7. Расчет подшипников

Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических прямозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае - это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.



8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Для валов основным видом разрушения является усталостное, статическое разрушение наблюдается значительно реже. Оно происходит под действием случайных кратковременных перегрузок. Поэтому для валов расчет на сопротивление усталости является основным, а расчет на статическую прочность выполняется как проверочный.

Проведём расчёт тихоходного вала.

Выбор расчетной схемы и определение опорных реакций.

Рис. 2

Действующие силы: - окружная, - радиальная, - крутящий момент.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

,

.

Отсюда находим, что .

,

.

Получаем, что .

Выполним проверку:

,

, . Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

, ,

получаем, что .

,

, ,

отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

,

, - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке , причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

где - расчётный коэффициент запаса прочности, и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. 10.2 лит. 3: - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин (табл. 10.9 лит. 3): , , где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл. 10.8 лит. 3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости и по табл. 10.9 лит. 3 коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

,

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

, .

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения

Среднее напряжение цикла . Вычислим коэффициент запаса

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

9. Проверка долговечности подшипников

Подшипники для входного вала.

Для червяка примем подшипники роликовые конические 7306 средней серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 50 мм, D = 130 мм, Т = 200.5 мм, e = 0.34,С = 49000 Н.

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.92 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFr2)KбKт, где

Kб = 1.3 - коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

Kт = 1.0 - температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.41898 + 0.9296)1.31.0 = 338,2 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 - показатель кривой выносливости.

Lh тр = 9460.8 ч - требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

Подшипники для выходного вала.

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7212A легкой серии. Из таблицы 19.24 [4] выписываем: d = 55 мм, D = 105 мм, Т = 27 мм, e = 0.287, С = 58170 Н.

Полные радиальные реакции опор

Выбираем Х = 0.4 и Y = 0.86 (по рекомендациям [4])

Рассчитаем приведенную нагрузку первого подшипника

P1 = (VXFr1 + YFr2)KбKт, где

Kб = 1.3 - коэффициент безопасности (по таблице 6.3 [4]);

Kт = 1.0 - температурный коэффициент (по таблице 6.4 [4]);

Х - коэффициент радиальной нагрузки;

V - коэффициент вращения относительного вектора нагрузки внутреннего кольца подшипника.

P1 = (0.411140.25 + 0.8632.11)1.31.0 = 628.81 (H)

Ресурс подшипника:

m =3.33 - показатель кривой выносливости.

Lh тр = 9460.8 ч - требуемая долговечность.

Lh1 > Lh тр, подшипники удовлетворяют поставленным требованиям.

10. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- для тихоходной ступени,

здесь - частота вращения вала тихоходной ступени, - диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

- для быстроходной ступени,

здесь - частота вращения вала быстроходной ступени, - диаметр вершин витков червяка.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения червяка быстроходной ступени редуктора в масляную ванну: ,

здесь - диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Определим необходимый объём масла по формуле:

,



где - высота области заполнения маслом, и - соответственно длина и ширина масляной ванны.

Выберем марку масла по табл. 11.1 лит. 3 в соответствии с окружной скоростью колеса ступени: И-30А. Его кинематическая вязкость для червячных передач при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

11. Подбор муфты

Муфта центробежная без отжимных пружин фирмы "Пуль".

Эти муфты соединяют (или разъединяют) валы при достижении ведущим валом заданной угловой скорости. Служит для соединения со шкивом клиноремённой передачи.

12. Расчет шпоночного соединения

В данном редукторе шпоночные соединения выполнены с использованием призматических шпонок. Соединение с такими шпонками напряженное, оно требует изготовления вала с большой точностью. Момент передается с вала ступиц узкими боковыми гранями шпонки. При этом возникают напряжения сечения усм, а в продольном сечении шпонки напряжение среза ф.

У стандартных шпонок размеры b и h подобранны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжение среза, а напряжение смятия. Поэтому расчет шпонок проведем на напряжение смятия.

Рассчитаем шпоночное соединение наиболее нагруженного вала редуктора - тихоходного вала, где установлена шпонка 16х10х45 ГОСТ 23360-78.

усм=Ft/h*lp?[ усм], где

Ft=2T/db

[ усм]=0.5уф=0.5*320=160 МПа.

Тогда усм=4T/db*h*lp?[ усм], где

усм - расчетное напряжение смятия

Т - крутящий момент

db- диаметр вала

lp - рабочая длина шпонки

h - высота шпонки

[ усм] - допускаемое напряжение смятия

уф - предел текучести материала

усм=4*712,8/55*10*45=0,12 МПа < [ усм]=160 МПа

Условия не смятия шпонки выполняются, следовательно шпонка выбрана правильно.



Список используемой литературы

1.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985-416 с.,ил.

2.Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»: учебное пособие для студентов машиностроительных вузов.-Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение,1984-400с., ил.

3.Решетов Д.Н. «Детали машин»: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1989-496с.,ил.

Размещено на Allbest.ru

...