Технологический расчет привода с открытой цепной и червячной передачами
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проектирование червячной и цепной передач. Вычисление реакций в опорах. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфты. Проверка прочности шпоночных соединений. Тепловой расчёт редуктора.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 26.10.2015 |
| Размер файла | 465,1 K |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Содержание
Введение
1. Задание на проектирование
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
3. Расчёт червячной передачи
3.1 Проектный расчёт
3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
4. Расчёт цепной передачи
5. Предварительный расчёт валов
5.1 Ведущий вал
5.2 2-й вал
5.3 Выходной вал
6. Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Червячное колесо
6.2 Ведущая звёздочка цепной передачи
6.3 Ведомая звёздочка цепной передачи
7. Выбор муфты на входном валу привода
8. Проверка прочности шпоночных соединений
8.1 Червячное колесо
8.2 Ведущая звёздочка цепной передачи
8.3 Ведомая звёздочка цепной передачи
9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
10. Расчёт реакций в опорах
10.1 1-й вал
10.2 2-й вал
10.3 3-й вал
11. Построение эпюр моментов на валах
11.1 Расчёт моментов 1-го вала
11.2 Эпюры моментов 1-го вала
11.3 Расчёт моментов 2-го вала
11.4 Эпюры моментов 2-го вала
11.5 Расчёт моментов 3-го вала
11.6 Эпюры моментов 3-го вала
12. Проверка долговечности подшипников
12.1 1-й вал
12.2 2-й вал
12.3 3-й вал
13. Уточненный расчёт валов
13.1 Расчёт 1-го вала
13.2 Расчёт 2-го вала
14. Тепловой расчёт редуктора
15. Выбор сорта масла
16. Выбор посадок
17. Технология сборки редуктора
Заключение
Список использованной литературы
Введение
Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать различную часть процесса проектирования.
Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.
Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.
Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.
1. Задание на проектирование
Спроектировать привод. В состав привода входят следующие передачи: 1 - червячная передача; 2 - открытая цепная передача.
Сила на выходном элементе привода F = 1,4 кН.
Частота вращения барабана w= 16 рад/с.
Диаметр выходного элемента привода D = 250 мм.
Коэффициент годового использования Кг = 0,6.
Коэффициент использования в течении смены Кс = 0,3.
Срок службы L = 9 лет.
Число смен S = 3.
Продолжительность смены T = 8 ч.
Тип нагрузки - постоянный.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1 [1] примем следующие значения КПД:
- для закрытой червячной передачи: h1 = 0,95
- для открытой цепной передачи: h2 = 0,925
Общий КПД привода вычисляем по формуле:
h = h1 · h2 · hподш.3 · hмуфты 1 (2.1)
где hподш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.
hмуфты = 0,98 - КПД одной муфты.
Подставляя, получим:
h = 0,95 · 0,925 · 0,993 · 0,981 = 0,836
Скорость на ленте (цепи) привода
V = w · D / 2 · 103 (2.2)
Подставляя соответствующие значения, получаем:
V = 16 · 250 / 2 · 103= 2,0 м/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = (2.3)
После подстановки имеем:
Pтреб. = = 3,349 кВт
В таблице П.1 [1] (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100S2, с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=3000 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт и скольжением s=3,3 % (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:
nдвиг. = nдвиг.синх. - (2.4)
Подставляя соответствующие значения, получаем:
nдвиг. = 3000 - = 2901 об/мин,
Угловая скорость: червячная цепная передача привод
wдвиг. = (2.5)
В итоге получаем:
wдвиг. = = 303,792 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
uобщ. = (2.6)
После подстановки получаем:
uобщ. = = 18,987.
Для передач выбрали следующие передаточные числа: u1 = 10, u2 = 1,9.
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.
Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов
|
Вал |
Частота вращения, об./мин |
Угловая скорость вращения, рад/с |
|
|
Вал 1-й |
n1 = nдвиг. = 2901 |
w1 = wдвиг. = 303,792 |
|
|
Вал 2-й |
n2 = = = 290,1 |
w2 = = = 30,379 |
|
|
Вал 3-й |
n3 = = = 152,684 |
w3 = = = 15,989 |
Мощности на валах:
P1 = Pтреб. · hподш. · h(муфты 1) = 3,349 · 103 · 0,99 · 0,98 = 3249,2 Вт
P2 = P1 · h1 · hподш. = 3249,2 · 0,95 · 0,99 = 3055,872 Вт
P3 = P2 · h2 · hподш. = 3055,872 · 0,925 · 0,99 = 2798,415 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = = = 10695,476 Н·мм
T2 = = = 100591,593 Н·мм
T3 = = = 175021,265 Н·мм
По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 100S2, с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, с мощностью Pдвиг.=4 кВт и скольжением 3,3 % (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 2901 об/мин.
Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач
|
Передачи |
Передаточное число |
КПД |
|
|
1-я червячная передача |
10 |
0,95 |
|
|
2-я открытая цепная передача |
1,9 |
0,925 |
Таблица 2.3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
|
Валы |
Частота вращения, об/мин |
Угловая скорость, рад/мин |
Момент, Нxмм |
|
|
1-й вал |
2901 |
303,792 |
10695,476 |
|
|
2-й вал |
290,1 |
30,379 |
100591,593 |
|
|
3-й вал |
152,684 |
15,989 |
175021,265 |
3. Расчёт червячной передачи
Рис. 3.1
3.1 Проектный расчёт
Число витков червяка z1 принимаем в зависимости от передаточного числа: при u1=10 принимаем z1=4 (см. с. 55 [1]). Число зубьев червячного колеса:
z2 = z1 · u1 = 4 · 10 = 40 (3.1)
Принимаем стандартное значение z2 = 40
При этом фактическое передаточное число
uф = = = 10 (3.2)
Отличие от заданного:
· 100 % = · 100 % = 0 % (3.3)
Допустимое отклонение не более 3 %.
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса.
Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Предварительно примем скорость скольжения V=8,18м/c. Тогда по таблицам 4.8 и 4.9 [1] выбираем для венца червячного колеса БрО 10Ф 1 (отливка в кокиль).
В этом случае по табл. 4.8 и 4.9 основное допускаемое контактное напряжение:
[sH]= [sH]' · KHL (3.4)
где [sH]' = 186 МПа - по табл. 4.8 [1], KHL - коэффициент долговечности.
KHL = , (3.5)
где NHO = 107 - базовое число циклов нагружения;
NH = 60 · n2 · tS (3.6)
здесь:
- n2 = 290,1 об/мин. - частота вращения червячного колеса;
- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (3.7)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=3 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования.
- kс=0,3 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 3 · 8 · 0,6 · 0,3 = 14191,2 ч.
Тогда:
NH = 60 · 290,1 · 14191,2 = 247012027,2.
В итоге получаем:
КHL = = 0,67
Допустимое контактное напряжение:
[sH]= 186 · 0,67 = 124,62 МПа.
Расчетное допускаемое напряжение изгиба:
[s-1F]= [s-1F]' · KFL (3.8)
где [s-1F]' = 41 МПа - основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы по табл. 4.8 [1], KFL - коэффициент долговечности.
KFL = , (3.9)
где NFO = 106 - базовое число циклов нагружения;
NF = 60 · n2 · tS (3.10)
здесь:
- n2 = 290,1 об/мин. - частота вращения червячного колеса;
- tS - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:
tS = 365 · Lг · C · tc · kг · kс (3.11)
- Lг=9 г. - срок службы передачи;
- С=3 - количество смен;
- tc=8 ч. - продолжительность смены;
- kг=0,6 - коэффициент годового использования.
- kс=0,3 - коэффициент суточного использования.
tS = 365 · 9 · 3 · 8 · 0,6 · 0,3 = 14191,2 ч.
Тогда:
NF = 60 · 290,1 · 14191,2 = 247012027,2
В итоге получаем:
КFL = = 0,542
Допустимое напряжение изгиба:
[s-1F]= 41 · 0,543 = 22,263 МПа.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q=10, и коэффициент нагрузки K=1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности [см. формулу (4.9 [1])]:
aw = (3.12)
aw = = 120,62 мм. (3.13)
Округлим: aw = 121 мм.
Модуль:
m = = = 4,84 мм. (3.14)
Принимаем по ГОСТ 2144-76 (табл. 4.1 и 4.2) стандартные значения m=5 мм и q=10, а также z1=4 и z2=40.
Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и z2:
aw = = = 125 мм. (3.15)
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка:
d1 = q · m = 10 · 5 = 50 мм; (3.16)
диаметр вершин витков червяка:
da1 = d1 + 2 · m = 50 + 2 · 5 = 60 мм; (3.17)
диаметр впадин витков червяка:
df1 = d1-2.4 · m = 50-2.4 · 5 = 38 мм. (3.18)
длина нарезанной части шлифованного червяка (см. формулу 4.7 [1]):
b1 >= (12.5 + 0.09 · z2) · m + 25 = (12.5 + 0.09 · 40) · 5 + 25 = 105,5 мм; (3.19);
принимаем b1 = 106 мм.
делительный угол g по табл. 4.3 [1]: при z1=4 и q=10 угол g=21,8?.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр червячного колеса:
d2 = z2 · m = 40 · 5 = 200 мм; (3.20)
диаметр вершин зубьев червячного колеса:
da2 = d2 + 2 · m = 200 + 2 · 5 = 210 мм; (3.21)
диаметр впадин червячного колеса:
df2 = d2-2.4 · m = 200-2.4 · 5 = 188 мм; (3.22)
наибольший диаметр червячного колеса:
daM2 Ј da2 + = = 215 мм; (3.23)
принимаем: daM2 = 215 мм.
ширина венца червячного колеса (см. формулу 4.12 [1]):
b2 Ј 0.67 · da1 = 0.67 · 60 = 40,2 мм. (3.24)
принимаем: b2 = 40 мм.
Окружная скорость червяка:
V = = = 7,595 м/c. (3.25)
Скорость скольжения:
Vs = = = 8,18 м/c. (3.26)
Уточняем КПД редуктора (cм. формулу 4.14 [1]).
По табл. 4.4 [1] при скорости Vs=8,18 м/c при шлифованном червяке приведённый угол трения g' = 1,083o. КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла:
h = (0.95... 0.96) · = (3.27)
h = 0.95 · = 90,027 %.
По табл. 4.7 [1] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv=1,2.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки (cм. формулу 4.26 [1]):
Kb = 1 + · (1 - c). (3.28)
В этой формуле: коэффициент деформации червяка ?=70 - по табл. 4.6 [1]. При постоянной нагрузке вспомогательный коэффициент c=1 (см. c.65 [1]). Тогда:
Kb = 1 + · (1-1) = 1. (3.29)
Коэффициент нагрузки: K = Kb · Kv = 1 · 1,2 = 1,2. (3.30).
3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Проверяем контактное напряжение (см. формулу 4.23 [1]):
sH = (3.31)
sH = = 118,127 МПа;
sH = 118,127 МПа Ј [sh]= 124,62 МПа.
3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
Проверяем прочность зуба на изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Zv = = = 49,973. (3.32)
Коэффициент формы зуба по табл. 4.5 [1]Yf=2,19.
Напряжение изгиба:
sF = (3.33)
sF = = 7,931 МПа Ј [s-1F]= 22,263 МПа.
Условие прочности выполнено.
Силы действующие на червяк и червячное колесо:
окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке:
Ft2 = Fa1 = = = 1005,916 H; (3.34)
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:
Ft1 = Fa2 = = = 427,819 H; (3.35)
радиальные силы на колесе и червяке:
Fr1 = Fr2 = Ft2 · tg(20o) = 1005,916 · tg(20o) = 366,123 H. (3.36)
Таблица 3.1. Механические характеристики материалов червячной передачи
|
Элемент передачи |
Марка материала |
Способ отливки |
sв |
st |
[s]H |
[s]F |
|
|
H/мм 2 |
|||||||
|
Червяк |
сталь 45 с закалкой менее HRC 45 и последующим шлифованием |
- |
570 |
290 |
- |
- |
|
|
Колесо |
БрО 10Ф 1 |
отливка в кокиль |
255 |
147 |
186 |
41 |
Таблица 3.2. Параметры червячной передачи, мм
|
Проектный расчёт |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Межосевое расстояние aw |
125 |
Ширина зубчатого венца колеса b2 |
40 |
|
|
Модуль зацепления m |
5 |
Длина нарезаемой части червяка b1 |
81 |
|
|
Коэффициент диаметра червяка q |
10 |
Диаметры червяка |
||
|
делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 |
50 50 60 38 |
|||
|
Делительный угол витков червяка g, град. |
21,8 |
|||
|
Угол обхвата червяка 2d, град. |
44,079 |
Диаметры колеса: |
||
|
делительный d2 = dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший daM2 |
200 210 188 215 |
|||
|
Число витков червяка z1 |
4 |
|||
|
Число зубьев колеса z2 |
40 |
|||
|
Проверочный расчёт |
||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
|
|
Коэффициент полезного действия--h |
- |
90,027 |
||
|
Контактные напряжения sH, H/мм 2 |
124,62 |
118,127 |
||
|
Напряжения изгиба sF, H/мм 2 |
22,263 |
7,931 |
4. Расчёт цепной передачи
Рис. 4.1
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII [1], табл. 7.15).
Рис. 4.2
Передаточное число:
u2 = 1,9.
Число зубьев ведущей звездочки (см. с. 148 [1]):
z3 = 31-2 · u2 = = 31-2 · 1,9 = 27,2 (4.1)
Принимаем z3 = 28.
Число зубьев ведомой звездочки:
z4 = z3 · u2 = 28 · 1,9 = 53,2 (4.2)
Принимаем z4 = 53.
Тогда фактическое передаточное число:
uф = = = 1,893. (4.3)
Отклонение:
0,368 %, (4.4)
что допустимо (отклонение не должно превышать 3 %).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII [1], формулу 7.38 [1]и пояснения к ней):
Кэ = kд · kа · kн · kр · kсм · kп (4.5)
где: kд = 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka = 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при
aw=(25...50) · t;
kн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при автоматическом регулировании натяжения цепи kн = 1;
kр = 1 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при автоматическом регулировании;
Kсм = 0,8 - коэффициент, учитывающий способ смазки,
Кп = 1,5 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае - 1 смена.
Тогда: Kэ = 1 · 1 · 1 · 1 · 0,8 · 1,5 = 1,2.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл. VII [1] надо знать допускаемое давление [p]в шарнирах цепи. В таблице 7.18 [1] допускаемое давление [p]задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шага t. Поэтому для расчета по формуле 7.38 [1] величиной [p]следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращения n1=290,098 об/мин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=22,297 МПа.
Тогда шаг цепи:
t і 2,8 · (4.6)
t і--2,8 · = 16,191 мм.
Подбираем по табл. 7.15 [1] цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТ 13568-97, имеющую t=19,05 мм; разрушающую нагрузку Q=31,8 кН; массу q=1,9 кг/м; Аоп=105,8 мм 2.
Скорость цепи:
V = (4.7)
V = = 2579 · 10-3 м/с.
Окружная сила:
Ftц = (4.8)
Ftц = = 1184,906 H.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39 [1]:
p = 13,439 МПа. (4.9)
Уточняем по табл 7.18 [1] допускаемое давление:
[p]= [p']· [1 + 0,01 · (z3-17)]= 22,297 · [1 + 0,01 · (28-17)]= 24,75 МПа. (4.10)
В этой формуле [p']=22,297 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18 [1]при n1=290,098 об/мин и t=19,05 мм. Условие p < [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36 [1]:
Lt = 2 · at + 0,5 · zS + , где (4.11)
at = (4.12)
zS = z3 + z4 = 28 + 53 = 81; (4.13)
D = 3,979. (4.14)
Тогда:
Lt = 2 · 40 + 0,5 · 81 + 120,896.
Округляем до четного числа: Lt = 121.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37 [1]:
aw = 0,25 · t · (Lt - 0,5 · zS + ) (4.15)
aw = 0,25 · 19,05 · (121-0,5 · 81 + ) = 762,997 мм.
Принимаем: aw = 763 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4 %, то есть примерно на 763 · 0,004 = 3 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34 [1]):
dд 3 = 170,143 мм; (4.16)
dд 4 = 321,57 мм; (4.17)
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35 [1]):
De3 = t · · d1 (4.18)
De3 = 19,05 · · 11,91 = 178,716 мм;
De4 = t · · d1 (4.19)
De4 = 19,05 · · 11,91 = 330,648 мм;
где d1 = 11,91 мм - диаметр ролика цепи.
Диаметры окружностей впадин:
Di3 = (4.20)
Di3 = = 160,516 мм;
Di4 = (4.21)
Di4 = = 312,798 мм.
Силы, действующие на цепь:
окружная:
Ftц = 1184,906 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv = q · V2 = 1,9 · 2,5792 = 12,637 H; (4.22)
где масса одного метра цепи q=1,9 кг/м по табл. 7.15 [1];
от провисания:
Ff = 9.81 · kf · q · aw = 9.81 · 6 · 1,9 · 0,763 = 85,329 H; (4.23)
где kf=6 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см. c. 151 [1]).
Расчетная нагрузка на валы:
Fв = Ftц + 2 · Ff = 1184,906 + 2 · 85,329 = 1355,564 H. (4.24)
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40 [1]:
s = (4.25)
s = = 24,788.
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=8,341 (см. табл. 7.19 [1]); следовательно, условие прочности s> [s] выполнено.
Геометрические параметры звёздочки.
Рис. 4.3
Толщина зуба звёздочки:
b = 0.93 · Ввн = 0.93 · 12,7 = 11,811 = 11,8 мм, (4.26)
где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл. 7.15 [1]).
Толщина диска звёздочки:
C = (1.8...1.95 · (De = dд) (4.27)
C3 = (1.8...1.95 · (De3 - dд 3) = 1.95 · (178,716-170,143) = 16,717 мм;
C4 = (1.8...1.95 · (De4 - dд 4) = 1.95 · (330,648-321,57) = 17,702 мм;
Радиус закругления зуба:
R = 1.7 · d1 = 1.7 · 11,91 = 20,247 мм. (4.28)
Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:
h = 0.8 · d1 = 0.8 · 11,91 = 9,528 мм. (4.29)
Диаметры проточки:
Dc3 = t · ctg - 1.3 · h (4.30)
Dc3 = 19,05 · ctg - 1.3 · 9,528 = 156,687 мм;
Dc4 = t · ctg - 1.3 · h (4.31)
Dc4 = 19,05 · ctg - 1.3 · 9,528 = 308,619 мм.
Расстояние между центрами окружностей:
e = 0.03 · t = 0.03 · 19,05 = 0,572 мм. (4.32)
Радиусы окружностей:
r = 0.5025 · d1 + 0.05 = 0.5025 · 11,91 + 0.05 = 6,035 мм. (4.33)
r1 = 0.8 · d1 + r = 0.8 · 11,91 + 6,035 = 15,558 мм. (4.34)
r2 = 1.7 · d1 = 1.7 · 11,91 = 20,247 мм. (4.35)
Таблица 4.1. Параметры цепной передачи, мм
|
Проектный расчёт |
||||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
|
Тип цепи |
ПР-19,05-31,8 |
Диаметр делительной окружности звёздочек: |
||
|
Шаг цепи t |
19,05 |
ведущей dд 1 ведомой dд 2 |
170,143 321,57 |
|
|
Межосевое расстояние aw |
763 |
|||
|
Диаметр окружности выступов звёздочек: |
||||
|
Длина цепи l |
2305,05 |
|||
|
ведущей de1 ведомой de2 |
178,716 330,648 |
|||
|
Число звеньев lp |
121 |
|||
|
Числа зубьев: |
Диаметр окружности впадин звёздочек: |
|||
|
шестерни z1 колеса z2 |
28 53 |
|||
|
ведущей di1 ведомой di2 |
160,516 312,798 |
|||
|
Сила давления на вал Fв, Н |
1355,564 |
|||
|
Проверочный расчёт |
||||
|
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание |
|
|
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин |
900 |
290,098 |
||
|
Коэффициент запаса прочности S |
8,341 |
24,788 |
||
|
Давление в шарнирах цепи pц, H/мм 2 |
24,75 |
13,439 |
5. Предварительный расчёт валов
Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 20 МПа вычисляем по формуле 8.16 [1]:
dв і (5.1)
5.1 Ведущий вал
dв і = 13,965 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d1 = 28 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 40 мм.
Под 3-й элемент (червяк) выбираем диаметр вала: d3 = 42 мм.
Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм.
5.2 2-й вал
dв і = 29,478 мм.
Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d1 = 40 мм.
Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d2 = 45 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 40 мм.
Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: d4 = 34 мм.
5.3 Выходной вал
dв і = 35,455 мм.
Под 1-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: d1 = 40 мм.
Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d2 = 50 мм.
Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: d3 = 50 мм.
Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: d4 = 40 мм.
Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.
Таблица 5.1. Диаметры валов, мм
|
Валы |
Расчетный диаметр |
Диаметры валов по сечениям |
||||
|
1-е сечение |
2-е сечение |
3-е сечение |
4-е сечение |
|||
|
Ведущий вал. |
13,965 |
28 |
40 |
42 |
40 |
|
|
2-й вал. |
29,478 |
40 |
45 |
40 |
34 |
|
|
Выходной вал. |
35,455 |
40 |
50 |
50 |
40 |
Таблица 5.2. Длины участков валов, мм
|
Валы |
Длины участков валов между |
|||
|
1-м и 2-м сечениями |
2-м и 3-м сечениями |
3-м и 4-м сечениями |
||
|
Ведущий вал. |
120 |
110 |
110 |
|
|
2-й вал. |
55 |
55 |
75 |
|
|
Выходной вал. |
130 |
500 |
130 |
6. Конструктивные размеры шестерен и колёс
6.1 Червячное колесо
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 45 = 67,5...81 мм. (6.1)
Принимаем: dступ = 68 мм.
Длина ступицы:
Lступ = (1,2...1,7) · dвала = (1,2...1,7) · 45 = 54...76,5 мм. (6.2)
Принимаем: Lступ = 54 мм.
Толщина обода:
dо = 2 · mn = 2 · 5 = 10 мм (6.3)
где mn = 5 мм - модуль зацепления.
Толщина диска:
С = 0,25 · b2 = 0,25 · 40 = 10 мм (6.4)
где b2 = 40 мм - ширина зубчатого венца червячного колеса.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = df2-4 · do = 188-4 · 10 = 148 мм (6.5)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (148 + 68) = 108 мм (6.6)
Диаметр отверстий:
Dотв. = (6.7)
Dотв. = 12,5 мм--»--12 мм.
Параметры для стопорных винтов:
Dвинт = (1,2...1,4) · m = 6...7 мм. (6.8)
Подбираем стандартный болт M6.
6.2 Ведущая звёздочка цепной передачи
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 34 = 51...61,2 мм. (6.9)
Принимаем: dступ = 51 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) · dвала = (1...1,5) · 34 = 34...51 мм (6.10)
Принимаем: Lступ = 51 мм.
Толщина обода:
dо = 1,5 · (De3 - dд 3) (6.11)
dо = 1,5 · (178,716-170,143) = 12,86 мм--»--13 мм.
где De3 = 178,716 мм - диаметр вершин зубьев; dд 3 = 170,143 мм - делительный диаметр.
Диаметр проточки:
Dc = t · ctg · h (6.12)
Dc = 19,05 · ctg · 18,2 = 145,413 мм--»--145 мм.
где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.
Толщина диска:
С = (1,2...1,5) · do = 1,2 · 13 = 15,6 мм--»--16 мм. (6.13)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Dc + dступ.) (6.14)
DC отв. = 0,5 · (145 + 51) = 98 мм--»--99 мм
где Dc = 145 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий:
Dотв. = 23,5 мм--»--23 мм. (6.15)
6.3 Ведомая звёздочка цепной передачи
Диаметр ступицы:
dступ = (1,5...1,8) · dвала = (1,5...1,8) · 40 = 60...72 мм. (6.16)
Принимаем: dступ = 60 мм.
Длина ступицы: Lступ = (1...1,5) · dвала = (1...1,5) · 40 = 40...60 мм (6.17)
Принимаем: Lступ = 60 мм.
Толщина обода:
dо = 1,5 · (De4 - dд 4) (6.18)
dо = 1,5 · (330,648-321,57) = 13,617 мм--»--14 мм.
где De4 = 330,648 мм - диаметр вершин зубьев; dд 4 = 321,57 мм - делительный диаметр.
Диаметр проточки:
Dc = t · ctg · h (6.19)
Dc = 19,05 · ctg · 18,2 = 297,345 мм--»--297 мм.
где t1 = 19,05 мм - шаг цепи; h = 18,2 мм - высота звена.
Толщина диска:
С = (1,2...1,5) · do = 1,2 · 14 = 16,8 мм--»--17 мм. (6.20)
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Dc + dступ.) (6.21)
DC отв. = 0,5 · (297 + 60) = 178,5 мм--»--179 мм
где Dc = 297 мм - диаметр проточки.
Диаметр отверстий:
Dотв. = 59,25 мм--»--59 мм. (6.22)
7. Выбор муфты на входном валу привода
В виду того, что в данном соединении валов требуется невысокая компенсирующая способность муфт, то допустима установка муфты упругой втулочно-пальцевой. Достоинство данного типа муфт: относительная простота конструкции и удобство замены упругих элементов. Выбор муфты упругой втулочно-пальцевой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала.
Рис. 7.1
Диаметры соединяемых валов:
d(эл. двиг.) = 28 мм;
d(1-го вала) = 28 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
T = 10,695 Н·м
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 1,5 · 10,695 = 16,043 Н·м (7.1)
здесь kр = 1,5 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3 [1].
Частота вращения муфты:
n = 2901 об./мин.
Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 125-28-I.1-28-I.1-У 2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К 21 [3]).
Упругие элементы муфты проверим на смятие в предположении равномерного распределения нагрузки между пальцами.
sсм. = (7.2)
sсм. = = 0,262 МПа Ј [sсм]= 1,8МПа,
здесь zc=4 - число пальцев; Do=78 мм - диаметр окружности расположения пальцев; dп=14 мм - диаметр пальца; lвт=28 мм - длина упругого элемента.
Рассчитаем на изгиб пальцы муфты, изготовленные из стали 45:
sи = (7.3)
sи = = 6,746 МПа Ј [sи]= 80МПа,
здесь c=4 мм - зазор между полумуфтами.
Условие прочности выполняется.
Радиальная сила, с которой муфта упругая втулочно-пальцевая действует на вал, равна:
Fм = СDr · Dr, (7.4)
где: СDr = 5400 Н/мм - радиальная жёсткость данной муфты; Dr = 0,3 мм - радиальное смещение. Тогда:
Fм = 5400 · 0,3 = 1620 Н.
Таблица 7.1. Муфты
|
Муфты |
Соединяемые валы |
||
|
Ведущий |
Ведомый |
||
|
Муфта упругая втулочно-пальцевая 125-28-I.1-28-I.1-У 2 ГОСТ 21424-93 (по табл. К 21 [3]). |
Вал двигателя d(эл. двиг.) = 28 мм; |
1-й вал d(1-го вала) = 28 мм; |
8. Проверка прочности шпоночных соединений
8.1 Червячное колесо
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9 [1]).
Рис. 8.1
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1].
sсм = (8.1)
sсм = = 41,205 МПа Ј [sсм]
где T2 = 100591,593 Н·мм - момент на валу; dвала = 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм]= 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1].
tср = (8.2)
tср = = 10,301 МПа Ј [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср]= 0,6 · [sсм]= 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
8.2 Ведущая звёздочка цепной передачи
Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 10x8. Размеры сечения шпонки, паза и длины шпонки по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9 [1]).
Рис. 8.2
Материал шпонки - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1].
sсм = (8.3)
sсм = = 56,354 МПа Ј [sсм]
где T2 = 100591,593 Н·мм - момент на валу; dвала = 34 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 10 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм]= 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1].
tср = (8.4)
tср = = 16,906 МПа Ј [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср]= 0,6 · [sсм]= 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
8.3 Ведомая звёздочка цепной передачи
Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180o друг к другу. Шпонки призматические со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонок, пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9 [1]).
Рис. 8.3
Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22 [1].
sсм = (8.5)
sсм = = 38,382 МПа Ј [sсм]
где T3 = 175021,265 Н·мм - момент на валу; dвала = 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 50 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм]= 75 МПа.
Проверим шпонку на срез по формуле 8.24 [1].
tср = (8.6)
tср = = 9,595 МПа Ј [tср]
Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср]= 0,6 · [sсм]= 0,6 · 75 = 45 МПа.
Все условия прочности выполнены.
Таблица 8.1. Соединения элементов передач с валами
|
Передачи |
Соединения |
||
|
Ведущий элемент передачи |
Ведомый элемент передачи |
||
|
1-я червячная передача |
Заодно с валом. |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 14x9 |
|
|
2-я цепная передача |
Шпонка призматическая со скруглёнными торцами 10x8 |
Две шпонки призматические со скруглёнными торцами 12x8 |
9. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого червячного редуктора:
d = 0.04 · aw + 2 = 0.04 · 125 + 2 = 7 мм (9.1)
Так как должно быть d і 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.
d1 = 0.032 · aw + 2 = 0.032 · 125 + 2 = 6 мм (9.2)
Так как должно быть d1 і 8.0 мм, принимаем d1 = 8.0 мм.
Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:
b = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (9.3)
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:
b1 = 1.5 · d1 = 1.5 · 8 = 12 мм. (9.4)
Толщина нижнего пояса корпуса:
без бобышки: p = 2.35 · d = 2.35 · 8 = 18,8 мм, (9.5)
округляя в большую сторону, получим p = 19 мм.
при наличии бобышки: p1 = 1.5 · d = 1.5 · 8 = 12 мм. (9.6)
p2 = (2,25...2,75) · d = 2.65 · 8 = 21,2 мм., (9.7)
округляя в большую сторону, получим p2 = 22 мм.
Толщина рёбер основания корпуса: m = (0,85...1) · d = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (9.8)
Округляя в большую сторону, получим m = 8 мм.
Толщина рёбер крышки: m1 = (0,85...1) · d1 = 0.9 · 8 = 7,2 мм. (9.9)
Округляя в большую сторону, получим m1 = 8 мм.
Диаметр фундаментных болтов (их число і 4):
d1 = (0,03...0,036) · aw (тихоходная ступень) + 12 (9.10)
d1 = (0,03...0,036) · 125 + 12 = 15,75...16,5 мм.
Принимаем d1 = 20 мм.
Диаметр болтов:
у подшипников:
d2 = (0,7...0,75) · d1 = (0,7...0,75) · 20 = 14...15 мм. (9.11)
Принимаем d2 = 16 мм.
соединяющих основание корпуса с крышкой:
d3 = (0,5...0,6) · d1 = (0,5...0,6) · 20 = 10...12 мм. (9.12)
Принимаем d3 = 12 мм.
Размеры, определяющие положение болтов d2 (см. рис. 10.18 [1]):
e і (1...1,2) · d2 = (1...1.2) · 16 = 16...19,2 = 17 мм; (9.13)
q і 0,5 · d2 + d4 = 0,5 · 16 + 5 = 13 мм; (9.14)
где крепление крышки подшипника d4 = 5 мм.
Высоту бобышки hб под болт d2 выбирают конструктивно так, чтобы образовалась опорная поверхность под головку болта и гайку. Желательно у всех бобышек иметь одинаковую высоту hб.
10. Расчёт реакций в опорах
10.1 1-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx3 = -Ft1 = -427,819 H
Fy3 = -F = -366,123 H
Fz3 = -Fa1 = -1005,916 H
a3 = 90o
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме), выводим:
Rx2 = (10.1)
Rx2 = = 213,91 H
Ry2 = (10.2)
Ry2 = = 297,37 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx4 = (10.3)
Rx4 = = 213,91 H
Ry4 = (10.4)
Ry4 = = 68,753 H
Суммарные реакции опор:
R2 = = = 366,314 H; (10.5)
R4 = = = 224,687 H; (10.6)
Радиальная сила, действующая на вал со стороны муфты равна (см. раздел пояснительной записки "Выбор муфт"):
Fмуфт. = 1620 Н.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 4 по схеме), получаем:
R2муфт. = (10.7)
R2муфт. = = -2503,636 H
Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:
R4муфт. = (10.8)
R4муфт. = = 883,636 H
10.2 2-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx2 = -Fr2 = -1005,916 H
Fy2 = Ft2 = 366,123 H
Fz2 = Fa2 = 427,819 H
a2 = 270?.
Fx4 = -Fв = -1355,564 H
a4 = 180?.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме), выводим:
Rx1 = (10.9)
Rx1 = = -421,29 H.
Ry1 = (10.10)
Ry1 = = 205,865 H.
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx3 = (10.11)
Rx3 = = 2782,77 H
Ry3 = (10.12)
Ry3 = = -571,988 H.
Суммарные реакции опор:
R1 = = = 468,898 H; (10.13).
R3 = = = 2840,947 H; (10.14).
10.3 3-й вал
Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач:
Fx1 = Fв = 1355,564 H., a1 = 0?.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме), выводим:
Rx2 = (10.15)
Rx2 = = -1708,011 H
Ry2 = 0 H
Из условия равенства суммы сил относительно осей X и Y, выводим:
Rx3 = (10.16)
Rx3 = = 352,447 H
Ry3 = 0 H
Суммарные реакции опор:
R2 = = = 1708,011 H; (10.17)
R3 = = = 352,447 H; (10.18)
Номинальная радиальная нагрузка, приложенная к посадочной поверхности выходного конца вала, должна быть по ГОСТ 16162-85 или по ГОСТ Р 50891-96 "Редукторы общемашиностроительного применения. Общие технические условия" для тихоходного вала:
Fм = 125 · = 125 · = 1653,695 Н,
где T3 = 175,021 Н·м - момент на валу.
Из условия равенства суммы моментов сил относительно 2-й опоры (сечение вала 3 по схеме), получаем:
R2муфт. = (10.19)
R2муфт. = = 429,961 H
Из условия равенства суммы сил нулю, получаем:
R3муфт. = (10.20)
R3муфт. = = -2083,656 H.
11. Построение эпюр моментов на валах
11.1 Расчёт моментов 1-го вала
1-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = 0 Н · мм
M = = = 0 H · мм (11.1)
2-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = (11.2)
Mмуфт. = = 194400 H · мм
M = = = 194400 H · мм (11.3)
3-е сечение
Mx1 = (11.4)
Mx1 = = 32710,715 H · мм
Mx2 = (11.5)
Mx2 = = 7562,815 H · мм
My = (11.6)
My = = 23530,045 H · мм
Mмуфт. = (11.7)
Mмуфт. = = 97200,04 H · мм
M1 = = = 137494,629 H · мм (11.8)
M2 = = = 121915,606 H · мм (11.9)
4-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = (11.10)
Mмуфт. = = 0 H · мм
M = = = 0 H · мм (11.11)
11.2 Эпюры моментов 1-го вала
11.3 Расчёт моментов 2-го вала
1-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
M = = = 0 H · мм (11.12)
2-е сечение
Mx1 = (11.13)
Mx1 = = 11322,568 H · мм
Mx2 = (11.14)
Mx2 = = -31459,332 H · мм
My1 = (11.15)
My1 = = -23170,96 H · мм
My2 = (11.16)
My2 = = -23170,96 H · мм
M1 = = = 25789,415 H · мм (11.17)
M2 = = = 39071,511 H · мм (11.18)
3-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = (11.19)
My = = -101667,3 H · мм
M = = = 101667,3 H · мм (11.20)
4-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
M = = = 0 H · мм (11.21).
11.4 Эпюры моментов 2-го вала
1-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = 0 Н · мм
M = = = 0 H · мм (11.22)
2-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = (11.23)
My = = 176223,32 H · мм
Mмуфт. = 0 Н · мм
M = = = 176223,32 H · мм (11.24)
3-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = (11.25)
Mмуфт. = = 214980,5 H · мм
M = = = 214980,5 H · мм (11.26)
4-е сечение
Mx = 0 Н · мм
My = 0 Н · мм
Mмуфт. = (11.27)
Mмуфт. = = 0 H · мм.
M = = = 0 H · мм (11.28).
11.6 Эпюры моментов 3-го вала
12. Проверка долговечности подшипников
12.1 1-й вал
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7208 легкой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 46,5 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 32,5 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 15?.
Рис. 12.1
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 366,314 + 2503,636 = 2869,95 H; (12.1)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 224,687 + 883,636 = 1108,323 H. (12.2)
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опоры от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Осевая сила, действующая на вал: Fa = -1005,916 Н.
Отношение 0,031; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,38. Здесь Fa = -1005,916 Н - осевая сила, действующая на вал.
В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,38 · 2869,95 = 905,182 H; (12.3)
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,38 · 1108,323 = 349,565 H. (12.4)
Тогда осевые силы, действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216 [1]):
Pa1 = = 349,565 + 1005,916 = 1355,481 Н. (12.5)
Pa2 = = 349,565 Н. (12.6)
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт, (12.7)
где - Pr1 = 2869,95 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение 0,472 > e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 0,4; Y = 1,56.
Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 2869,95 + 1,56 · 1355,481) · 1,4 · 1 = 4567,543 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = 2286,833 млн. об. (12.8)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 13138,188 ч, (12.9)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n1 = 2901 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,315 Ј e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 1108,323 + 0 · 349,565) · 1,4 · 1 = 1551,652 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = 83597,911 млн. об. (12.10)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 480282,15 ч, (12.11)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n1 = 2901 об/мин - частота вращения вала.
12.2 2-й вал
Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007108 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 40 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 68 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 40 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 28,4 кН - статическая грузоподъёмность.
a = 14?.
Рис. 12.2
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = 468,898 H;
Pr2 = 2840,947 H.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 427,819 Н.
Отношение 0,015; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,33. Здесь Fa = 427,819 Н - осевая сила, действующая на вал.
В подшипниках роликовых конических однорядных при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам:
S1 = 0.83 · e · Pr1 = 0.83 · 0,33 · 468,898 = 128,431 H; (12.12)
S2 = 0.83 · e · Pr2 = 0.83 · 0,33 · 2840,947 = 778,135 H. (12.13)
Тогда осевые силы, действующие на подшипники, установленные враспор, будут равны (см. стр. 216 [1]):
Pa1 = = 778,135-427,819 = 350,316 Н. (12.14)
Pa2 = = 778,135 Н. (12.15)
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr1 + Y · Pa1) · Кб · Кт, (12.16)
где - Pr1 = 468,898 H - радиальная нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение 0,747 > e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 0,4; Y = 1,84.
Тогда: Pэ = (0,4 · 1 · 468,898 + 1,84 · 350,316) · 1,4 · 1 = 1164,997 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = 131558,006 млн. об. (12.17)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 7558198,667 ч, (12.18)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n2 = 290,1 об/мин - частота вращения вала.
Рассмотрим подшипник второй опоры:
Отношение 0,274 Ј e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2840,947 + 0 · 778,135) · 1,4 · 1 = 3977,326 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = 2195,648 млн. об. (12.19)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 126143,169 ч, (12.20)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n2 = 290,1 об/мин - частота вращения вала.
12.3 3-й вал
Выбираем шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110 особолегкой серии со следующими параметрами:
d = 50 мм - диаметр вала (внутренний посадочный диаметр подшипника);
D = 80 мм - внешний диаметр подшипника;
C = 21,6 кН - динамическая грузоподъёмность;
Co = 13,2 кН - статическая грузоподъёмность.
Рис. 12.3
Радиальные нагрузки на опоры:
Pr1 = R1 + R1(муфт.) = 1708,011 + 429,961 = 2137,972 H; (12.21)
Pr2 = R2 + R2(муфт.) = 352,447 + 2083,656 = 2436,103 H. (12.22)
Здесь R1(муфт.) и R2(муфт.) - реакции опор от действия муфты. См. раздел пояснительной записки "Расчёт реакций в опорах".
Будем проводить расчёт долговечности подшипника по наиболее нагруженной опоре 2.
Осевая сила, действующая на вал: Fa = 0 Н.
Эквивалентная нагрузка вычисляется по формуле:
Рэ = (Х · V · Pr2 + Y · Pa) · Кб · Кт, (12.23)
где - Pr2 = 2436,103 H - радиальная нагрузка; Pa = Fa = 0 H - осевая нагрузка; V = 1 (вращается внутреннее кольцо подшипника); коэффициент безопасности Кб = 1,4 (см. табл. 9.19 [1]); температурный коэффициент Кт = 1 (см. табл. 9.20 [1]).
Отношение 0; этой величине (по табл. 9.18 [1]) соответствует e = 0,19.
Отношение 0 Ј e; тогда по табл. 9.18 [1]: X = 1; Y = 0.
Тогда: Pэ = (1 · 1 · 2436,103 + 0 · 0) · 1,4 · 1 = 3410,544 H.
Расчётная долговечность, млн. об. (формула 9.1 [1]):
L = = = 254,033 млн. об. (12.24)
Расчётная долговечность, ч.:
Lh = 27729,674 ч, (12.25)
что больше 10000 ч. (минимально допустимая долговечность подшипника), здесь n3 = 152,684 об/мин - частота вращения вала.
Таблица 12.1. Подшипники
|
Валы |
Подшипники |
||||||
|
1-я опора |
2-я опора |
||||||
|
Наименование |
d, мм |
D, мм |
Наименование |
d, мм |
D, мм |
||
|
1-й вал |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7208 легкой серии |
40 |
80 |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7208 легкой серии |
40 |
80 |
|
|
2-й вал |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007108 особолегкой серии |
40 |
68 |
подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 2007108 особолегкой серии |
40 |
68 |
|
|
3-й вал |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110особолегкой серии |
50 |
80 |
шарикоподшипник радиальный однорядный (по ГОСТ 8338-75) 110особолегкой серии |
50 |
80 |
13. Уточненный расчёт валов
13.1 Расчёт 1-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 10695,476 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
- предел прочности sb = 780 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
- предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
1-е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 28 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = , где: (13.1)
- амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = = 0,5 · = 1,343 МПа, (13.2).
Здесь:
Wк нетто = (13.3)
Wк нетто = = 3981,122 мм3.
где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;
- yt = 0.1 - см. стр. 166 [1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
- kt = 1,7 - находим по таблице 8.5 [1];
- et = 0,83 - находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
St = 65,497.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе "Выбор муфт" и равна Fмуфт. = 125 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 125 мм. Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l / 2 = 1620 · 125 / 2 = 101250 Н·мм. (13.4)
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = , (13.5)
где:
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = 55,449 МПа, (13.6).
Здесь:
Wнетто = (13.7)
Wнетто = = 1825,99 мм3,
где b=8 мм - ширина шпоночного паза; t1=4 мм - глубина шпоночного паза;
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = 0 МПа, (13.8)
где Fa = 0 МПа - продольная сила в сечении,
- ys = 0,2 - см. стр. 164 [1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
- ks = 1,8 - находим по таблице 8.5 [1];
- es = 0,92 - находим по таблице 8.8 [1];
Тогда:
Ss = 2,999.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 2,996 (13.9)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S]= 2,5. Сечение проходит по прочности.
2-е сечение.
Диаметр вала в данном сечении D = 40 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [1]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = (13.10)
- амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = 30,94 МПа, (13.11)
здесь
Wнетто = 6283,185 мм 3 (13.12)
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = 0,8 МПа, (13.13)
здесь: Fa = 1005,916 МПа - продольная сила,
- ys = 0,2 - см. стр. 164 [1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1];
- s = 3,102 - находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
Ss = 3,384.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = где: (13.14)
- амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:
tv = tm = (13.15)
tv = tm = = 0,426 МПа,
здесь
Wк нетто = 12566,371 мм3 (13.16)
- yt = 0.1 - см. стр. 166 [1];
- b = 0.97 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 [1].
- = 2,202 - находим по таблице 8.7 [1];
Тогда:
St = 192,67.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = = = 3,383 (13.17)
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S]= 2,5. Сечение проходит по прочности.
3-е сечение. Червячный вал проверять на прочность не следует, так как размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчёта геометрических характеристик (d1=50мм, da1=60мм, df1=38мм), значительно превосходят те, которые могли бы быть получены расчётом на кручение.
Проверим стрелу прогиба червяка (расчёт на жёсткость).
Приведённый момент инерции поперечного сечения червяка:
Jпр = (13.18)
Jпр = = 139389,815 мм4 (формула известна из курса 'Сопротивления материалов' и 'Детали машин').
Стрела прогиба:
f = (13.19)
f = = 0,0043 мм,
где l = 220 мм - расстояние между опор...
Подобные документы
Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Подбор муфты для привода. Расчет закрытой червячной передачи. Предварительный расчёт валов. Проверка прочности шпоночных соединений. Посадка деталей редуктора. Выбор сорта масла и сборка редуктора.
курсовая работа [333,9 K], добавлен 26.09.2014Кинематический расчёт привода. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет цепной передачи. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Выбор основных посадок деталей.
курсовая работа [378,9 K], добавлен 18.08.2009Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [1,2 M], добавлен 05.12.2012Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода скребкового конвейера. Расчет открытой и закрытой зубчатой передачи. Конструктивные размеры шестерни и колеса. Первый этап компоновки редуктора. Проверка прочности шпоночных соединений. Выбор муфты.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 20.04.2016Выбор электродвигателя и кинематический расчет зубчатых цилиндрических и цепной передач. Конструктивные размеры шестерен, колес, корпуса редуктора и валов. Расчет реакций в опорах, предохранительной муфты и проверка подшипников. Подбор сорта масла.
курсовая работа [337,7 K], добавлен 29.07.2010Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.
курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Проверка зубьев передачи на изгиб. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи. Конструктивные размеры шестерен и колёс. Выбор муфт. Построение эпюр моментов на валах. Технология сборки редуктора.
курсовая работа [145,3 K], добавлен 20.01.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт зубчатой передачи, валов, открытой передачи. Конструктивные размеры вала, шестерни, корпуса и крышки. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Компоновка и сборка редуктора.
курсовая работа [964,7 K], добавлен 05.05.2015Расчёт срока службы приводного устройства. Выбор двигателя и кинематический расчёт привода. Выбор материала зубчатых колец. Проектный и проверочный расчеты зубчатой и цепной передач, валов редуктора. Выбор шпоночного соединения под зубчатое колесо.
курсовая работа [237,1 K], добавлен 18.06.2014Кинематический расчет силового привода. Определение передаточного числа для закрытой и открытой передачи. Оценка вращающего момента на валу электродвигателя. Конструктивные размеры зубчатых колёс и корпуса редуктора. Анализ прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 10.03.2013Выбор электродвигателя и расчёт привода червячной передачи. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам. Выбор материалов червяка и червячного колеса. Порядок расчета цепной передачи, проектный расчет валов.
курсовая работа [246,2 K], добавлен 04.12.2010Выбор электродвигателя, расчет зубчатых колёс и валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Расчет цепной передачи. Этапы компоновки редуктора. Проверка долговечности подшипника, прочности шпоночных соединений. Выбор сорта масла.
курсовая работа [595,9 K], добавлен 26.10.2011Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода цепного транспортера конически-цилиндрического редуктора. Расчет тихоходной ступени; предварительный расчет валов. Конструктивные размеры шестерен и колес корпуса; проверка прочности, компоновка.
курсовая работа [4,4 M], добавлен 16.05.2013Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.
курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013Выбор электродвигателя и редуктора. Кинематический расчет привода и частоты вращения валов, определение погрешности. Проектирование цепной и червячной передачи. Способ смазки и марка масла. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений. Тепловой расчет.
контрольная работа [3,0 M], добавлен 07.05.2012Кинематический расчёт и выбор электродвигателя редуктора. Расчёт зубчатых колёс и валов. Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса. Проверка долговечности подшипников, прочности шпоночных соединений. Этапы компоновки; посадки основных деталей.
курсовая работа [544,3 K], добавлен 19.04.2015Проектирование электропривода с ременной передачей с клиновым ремнём и закрытой зубчатой цилиндрической передачей. Выбор электродвигателя и кинематические расчеты передач, предварительный расчёт валов. Конструктивные размеры шестерен и колёс, выбор муфты.
курсовая работа [141,8 K], добавлен 29.07.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет зубчатых колес редуктора. Предварительный расчет валов редуктора. Конструктивные размеры шестерни и колеса, корпуса редуктора. Расчет цепной передачи. Эскизная компоновка редуктора. Выбор масла.
курсовая работа [144,3 K], добавлен 21.07.2008Данные для разработки схемы привода цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчёт клиноремённой и червячной передачи. Ориентировочный и приближенный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора. Подбор подшипников качения.
курсовая работа [954,9 K], добавлен 22.03.2015Определение мощности электродвигателя, частот вращения и крутящих моментов на валах привода. Расчёт цилиндрической и цепной передач, шпоночных соединений, подшипников, валов, муфты. Конструирование зубчатого колеса, корпусных деталей. Выбор посадок.
курсовая работа [404,7 K], добавлен 31.05.2015
