Проектирование привода зубчатой передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

привод редуктор колесо

1) Расчёт энергокинематических параметров привода

1.1 Выбор ЭД

Потребная мощность двигателя.

,

где - мощность на барабане конвейера;

- общий КПД привода

Вт

,

где - КПД ремённой передачи (таблица 2.2 [1])

- КПД зубчатой передачи

- КПД муфты

- КПД опор барабана.

кВт

По и по таблице К9 [1] выбираем двигатель.

Номинальная мощность: кВт

Номинальная частота: об/мин.

1.2 Определение передаточных чисел ступеней привода

Частота вращения барабана.

об/мин.

Общее передаточное число привода.

,

где - передаточное число ремённой передачи

- передаточное число зубчатой передачи

Примем согласно рекомендации

, тогда

1.3 Определение чисел оборотов валов

об/мин.

Быстроходный вал редуктора -

об/мин.

Тихоходный вал редуктора -

 об/мин.

Барабан конвейера

об/мин.

1.4 Определение вращающихся моментов на валах

второй вал

Таблица №1. Энергокинематические параметры привода.

Вал Параметры	ЭД	Редуктор	Барабан
		1(быстроходный)	2(тихоходный)
об/мин	955	272,8	49,6	49,6
	99,9	28,5	5,1	5,1
Т,	25,8	86,7	459,1	450
U

об/мин

2) Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс. Определение допускаемых напряжений

и .

	Марка стали	Термообработка	Твёрдость заготовки	Средняя твёрдость
Шестерня (1)	40Х	У	269…302 НВ	286	38
Колесо (2)	40Х	У	235…262 НВ	248

Определение допускаемых напряжений и .

Контактные напряжения :

; определение коэффициента долговечности для зубьев шестерни

; определение коэффициента долговечности для зубьев колеса,

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. таблицу 3.3 [1]);

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка),

Здесь - угловая скорость соответствующего вала, 1/с (см. таблицу 2.5 [1]);

- срок службы привода (ресурс), час.

млн.циклов

циклов.

На основании того, что у нас примем

млн.циклов

циклов

На основании того, что у нас примем

Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни:

; (см. таблицу 3.1 [1])

;

;

Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев колеса:

; (см. таблицу 3.1 [1])

Напряжения изгиба:

; коэффициент долговечности для зубьев шестерни

; коэффициент долговечности для зубьев колеса,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующих пределу выносливости;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка),

(см. предыдущий пункт о контактных напряжениях).

В предыдущем пункте, мы выяснили, что:

циклов

циклов,

следовательно и , то на основании это примем и .

Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев шестерни:

; (см. таблицу 3.1 [1])

;

;

Определение допускаемых напряжений изгиба для зубьев колеса:

; (см. таблицу 3.1 [1])

;

;

3) Проектный расчёт редуктора

3.1 Определение межосевого расстояния

формула межосевого расстояния, мм;

- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач;

- коэффициент ширины венца колеса для шестерни. В нашем случаи её предел равен 0,28…0,36;

- передаточное число редуктора или открытой передачи (см. таблицу 2.5 [1]);

- вращающий момент на тихоходном валу при расчёте редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчёте открытой передачи, (см. таблицу 2.5 [1]);

- допускаемое контактное напряжении колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

;

;

;

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округлить до ближайшего числа по таблице 13.15 [1] и сравнить с из таблицы 4.1[1]. Для этого нужно определить диапазон массы редуктора:

,кг;

Масса моего редуктора: кг;

3.2 Определение модуля зацепления, числа зубьев, геометрических параметров передачи

Определить модуль зацепления ,мм:

;

- вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач;

- делительный диаметр колёс, мм;

- ширина венца колеса, мм;

- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом,

;

;

;

;

;

На основании стандартного ряда чисел модуля зацепления, округляем в большую сторону, т.е. примем мм.

Определить суммарное число зубьев шестерни и колеса:

для прямозубых колёс ;

;

Определение числа зубьев шестерни:

;

;

Значение округлить до ближайшего целого числа. Из условий уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев рекомендуется . В нашем случаи

Определить число зубьев колеса: ;

;

Определяем фактическое передаточное число и проверить его отклонение от заданного :

;

;

;

;

, следовательно норма отклонения передаточного числа выполняется.

Определить фактическое межосевое расстояние:

для прямозубых передач ;

;

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

Параметр	Шестерня	Колесо
	прямозубая	прямозубое
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца
Параметр	Шестерня	Колесо
	прямозубая	прямозубое
Диаметр	делительный
	вершин зубьев
	впадин зубьев
Ширина венца

Точность вычисления делительных диаметров колёс до 0,01 мм; значение ширины зубчатых венцов округляют до целого числа по таблице 13.15[1].

4) Проектный расчёт редуктора

Проверить межосевое расстояние:

;

делительный диаметр шестерни;

делительный диаметр колеса;

;

Проверить пригодность заготовок колёс (см. таблицу 3.2[1]):

; .

мм - диаметр заготовки шестерни;

- делительный диаметр вершин зубьев шестерни;

мм;

мм;

мм; - условие выполняется.

мм - толщина диска заготовки колеса закрытой передачи;

- ширина венца колеса;

мм;

Толщина диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимают меньшей из двух:

;

мм; - условие выполняется.

Проверить контактные напряжения , :

Где - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач ;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи (см. таблицу 4.3 [1]).

м/с - окружная скорость;

м/c.

;

,Н;

;

;

;

, следовательно условие выполняется.

Проверить напряжения зубьев шестерни и колеса , :

;

;

- модуль зацепления;

- ширина зубчатого венца колеса;

- окружная сила в зацеплении, Н;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи (см. таблицу 4.3 [1]).

и - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяется по таблице 4.4[1] интерполированием в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса для прямозубых.

- коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для прямозубых колёс .

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, (см. пункт 2).

;

;

;

, - условие выполняется;

;

;

;

;

, условие выполняется;

Проектный расчёт
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние	180	Угол наклона зубьев
Модуль зацепления	1,5	Диаметр делительной окружности: шестерни колеса	55,5 304,5 58,5 307,5 51,9 300,9
Ширина зубчато венца: шестерни колеса	62 58
Число зубьев: шестерни колеса	37 203	Диаметр окружности вершин: шестерни колеса
Вид зубьев	прямозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемые значения	Расчётные значения	Примечания
Контактные напряжения ,	467	513,4
Напряжение изгиба,		94,56	144,8
		255,44	142,1

5) Расчёт клиноремённой передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Мощность на ведущем шкиве, кВт . . . . . . . . . . 3.00

Частота вращения ведущего шкива, 1/мин . . . . . . 955

Передаточное отношение передачи . . . . . . . . . 3.50

Режим нагружения передачи . . . . . . . . . . . . постоянный

Тип передачи . . . . . . . . . . . . . . . . . . . клиноременная

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

Диаметры шкивов, мм:

ведущего. . . . . . . . . . . . . . . 100

ведомого. . . . . . . . . . . . . . . 355

Фактическое передаточное отношение i . . . . . . . 3.59

Межосевое расстояние a, мм . . . . . . . . . . . . 423

Угол между ветвями передачи, градус . . . . . . . 35

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

ведущего. . . . . . . . . . . . . . . 145

ведомого. . . . . . . . . . . . . . . 215

Ремень: клиновый нормального сечения

oбозначение сечения ремня . . . . . . . . A

длина ремня L, мм . . . . . . . . . . . . 1600

Число ремней . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4

Скорость ремня, м/c . . . . . . . . . . . . . . 5

Сила предварительного натяжения ремня, Н . . . . 1155

Силы в ветвях работающей передачи, H:

в ведущей ветви. . . . . . . . . . . . . 1455

в ведомой ветви. . . . . . . . . . . . . 855

Силы действующие на валы передачи, , Н . . . . . 2211

Вращающий момент на ведущем валу, Н•м . . . . . . . 30.0

Число пробегов ремня r,. . . . . . . . . . . . 4

Ресурс ремня, ч . . . . . . . . . . . . . . . . 5000

6) Проектный расчёт валов

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр и длину .

Быстроходный вал:

диаметр и длина ступени вала под открытую передачу:

выражаем :

где М_к=Т - крутящий момент равный вращающемуся моменту на валу;

[] - допускаемое напряжение на кручение, []=12 (с.110, [1]).

мм;

по стандартному ряду принимаем =35 мм (см. таблицу 13.15 [1]).

по стандартному ряду принимаем =45 мм (см. таблицу 13.15 [1]).

диаметр и длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t=2,5 мм - высота буртика (c.113, [1]).

мм;

по стандартному ряду принимаем =40 мм (см. таблицу 13.15 [1]).

;

по стандартному ряду принимаем =60 мм (см. таблицу 13.15 [1]).

диаметр и длина ступени вала под шестерню (вал-шестерня):

мм;

где r=2,5 мм - координата фаски подшипника (см. таблицу 7.1 [1]).

, значит, по стандартному ряду принимаем =49 мм (см. таблицу 13.15).

определяем графически на эскизной компоновке, =85 мм

диаметр и длина ступени вала под подшипник:

мм;

- для шариковых подшипников (см. таблицу К 27, К 28),

где - ширина подшипника, а с- осевой размер роликоподшипников;

;

По стандартному ряду принимаем = 30 мм;

Тихоходный вал: диаметр и длина ступени вала под полумуфту:



где []=20 ([2], с.110).

по стандартному ряду принимаем d₁=50 (см. таблицу 13.15).

по стандартному ряду принимаем =60 мм (см. таблицу 13.15).

диаметр и длина ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

где t=3 мм (см. таблицу 7.1 [1]).

по стандартному ряду принимаем d₂=60 мм (см. таблицу 13.15).

по стандартному ряду принимаем =75 мм (см. таблицу 13.15).

диаметр ступени вала под колесо:

где r=3 мм (см. таблицу 7.1 [1]).

по стандартному ряду принимаем d₃=70 мм (см. таблицу 13.15).

определяем графически на эскизной компоновке, =85 мм

диаметр и длина ступени вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 60 мм

= B+c=31+2 = 33 мм.

Принимаем по таблице 13.15 [1] =35мм

7) Выбор подшипников качения. Выбор муфты

В редукторе используются шариковые радиальные однорядные подшипники, установленные в распор.

На быстроходном валу установлены подшипники №309 (табл. К27, [1]):

диаметр внутреннего кольца 45 мм;

диаметр внешнего кольца 100 мм;

ширина 25 мм;

грузоподъемность 52,7 кН;

статическая грузоподъемность 30 кН;

На тихоходном валу установлены подшипники №312 (табл. К27, [1]): или 310

диаметр внутреннего кольца 60 мм; или 50

диаметр внешнего кольца 130 мм;

ширина 31 мм;

грузоподъемность 81,9 кН;

статическая грузоподъемность 48 кН;

Выбор муфты.

Выбираем упругую втулочно-пальцевую (ГОСТ 21425-93).

Размер муфты берется в зависимости от расчетного момента, который должен быть меньше номинального.

где - где К_р - коэффициент режима нагрузки, К_р=1,3 (см. таблицу 10.26 [1]);

- вращающий момент на тихоходном валу;

Т - номинальный момент;

;

Выбираем муфту с номинальным моментом 710 Н•м (см. таблицу К21, [1]).

мм; мм; L=170мм; D=190 мм; мм;

8) Определение реакций в опорах подшипников

Быстроходный вал.

Дано: ; ; ; ; ;

Решение

1) Вертикальная плоскость.

1.1 Определяем опорные реакции, Н:

- радиальная сила.

; ;

;

;

;

;

;

;

;

;

Проверка:

;

;

Строим эпюру изгибающих и крутящих моментов относительно оси Х.

В характерных сечениях 1…4, :

;

;

;

;

;

;

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

;

Строим эпюру изгибающих и крутящих моментов относительно оси Y.

В характерных сечениях 1…3, :

;

;

;

3) Строим эпюру крутящих моментов, :

;

;

4) Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

;

;

;

;

5) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,:

;

;

;

Тихоходный вал.

Дано: ; ; ; ; ;

;;

Решение

1) Вертикальная плоскость.

1.1 Определяем опорные реакции, Н:

 - радиальная сила.

; ;

;

;

;

;

;

;

=0;

;

;

Проверка:

;

;

Строим эпюру изгибающих и крутящих моментов относительно оси Х.

В характерных сечениях 1…4, :

;

;

;

;

;

;

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции, Н:

;

;

;

;

;



;

;

Проверка:

;

1105,5-1405-1097,5+1396,7=0

Строим эпюру изгибающих и крутящих моментов относительно оси Y.

В характерных сечениях 1…3, :

;

; ;

;

3) Строим эпюру крутящих моментов, :

; ;

4) Определяем суммарные радиальные реакции, Н:

;

;

;

;

5) Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях,:

;

;

;

= 292,8 ;

9) Расчёт подшипников по динамической грузоподъёмности (на долговечность)

Быстроходный вал

Подшипник №309.

,млн.оборотов - формула для расчёта на долговечность.

Р=3 для шариковых.

- эквивалентная нагрузка;

X,Y - коэффициент нагрузки.

V - коэффициент вращения.

В нашем случаи X=1 и V=1, .

- коэффициент безопасности, учитывает характер нагружения и назначения конструкции.

- коэффициент температурный =1 (растёт при )

=1,1;

=1;

Н;

С - динамическая грузоподъёмность.

С = 52,7 кН;

, млн.оборотов.

;

часов - по условию задачи.

часов

;

Подшипник, принятый предварительно, оказался пригодным.

Тихоходный вал.

Подшипник №312.

,млн.оборотов - формула для расчёта на долговечность.

Р=3 для шариковых.

- эквивалентная нагрузка;

X,Y - коэффициент нагрузки.

V - коэффициент вращения.

В нашем случаи X=1 и V=1, .

- коэффициент безопасности, учитывает характер нагружения и назначения конструкции.

- коэффициент температурный =1 (растёт при )

=1,1;

=1;

Н;

С - динамическая грузоподъёмность.

С = 81,9 кН;

;

, млн.оборотов.

;

часов - по условию задачи.

часов

;

Подшипник, принятый предварительно, оказался пригодным.

10) Проверочный расчёт валов на выносливость

Быстроходный вал

Опасным сечением быстроходного вала является шестерня, концентратор напряжения - зубья шестерни.

Осевой момент сопротивления сечения вала:

([1], c.270, табл. 11.1)

Полярный момент сопротивления сечения вала:

([1], c.270, табл. 11.1)

Амплитуда нормальных напряжений:

где М - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении.

Амплитуда касательных напряжений:

где M_к - крутящий момент.

,

Коэффициент концентрации нормальных напряжений:

,

где K_у - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, K_у=1,7 ([1], с.272, табл. 11.2); K_dу - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, K_d=0,7 ([1], с.272, табл. 11.3); K_Fу - коэффициент влияния шероховатости, K_Fу=1,00 ([1], с.272, табл. 11.4); К_у - коэффициент влияния поверхностного упрочнения, К_у=1,7 ([1], с.272, табл. 11.5).

Коэффициент концентрации касательных напряжений:

,

где K_ф - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, K_ф=1,5 ([1], с.272, табл. 11.2); K_dф - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, K_d=0,7 ([1], с.272, табл. 11.3); K_Fф - коэффициент влияния шероховатости, K_Fф=1,00 ([1], с.272, табл. 11.4).

Запас прочности:

, где [S]=1,3…1,5 ([1], с.267)

Вал прочный.

11) Выбор шпонок и их проверочный расчёт

Быстроходный вал.

d=35.

b=10мм.

h=8мм.

L=35мм.

108 35 ГОСТ 23360-78

Проверка:

- площадь смятия,

рабочая длина шпонки

;

Условие выполняется

Тихоходный вал.

d=50.

b=16мм.

h=10мм.

L=50мм.

14 9 50 ГОСТ 23360-78

Проверка:

- площадь смятия,

рабочая длина шпонки

;

Условие выполняется

d=70.

b=20мм.

h=12мм.

L=60мм.

20 12 60 ГОСТ 23360-78

Проверка:

- площадь смятия,

рабочая длина шпонки

;

Условие выполняется

12) Назначение допусков и посадок

При проектировании, изготовлении и эксплуатации машин большое значение имеет взаимозаменяемость деталей и узлов. Взаимозаменяемые детали могут занимать свои места в машине без дополнительной обработки. Взаимозаменяемость обеспечивается системой допусков посадок.

Характерные допуски и посадки:

1. соединение вал-колесо.

На сборочном чертеже указывается номинальный диаметр: Ш…Н7/Р6.

2. соединение вал-манжета: Ш…h8.

3. сопряжение манжеты с крышкой подшипника: Ш…Н8.

4. крышка подшипника - корпус редуктора: Ш…Н7/d11.

5. вал - подшипник: - для вала Ш…L0/к6;

- для подшипника Ш…Н7/l0.

6. выходные участки валов: Ш…к6.

Список использованных источников

1 Дунаев П.Ф., Леликов Е.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Академия, 2004.-496с.

2 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.- Калининград: Янтарный сказ, 1999.-454с.

Размещено на Allbest.ru

...