Детали машин и основы конструирования. Расчет передач привода в примерах
Примеры расчетов цилиндрической, конической, червячной, ременной и цепной передач. Расчет привода с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Проект редуктора, расчет валов и подшипников. Рекомендации по выбору конструкции и смазки.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | методичка |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 06.10.2017 |
| Размер файла | 538,5 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
Министерство сельского хозяйства
Российской федерации
ФГОУ ВПО
Рязанская Государственная Сельскохозяйственная академия имени профессора П. А. Костычева
Кафедра теоретической и прикладной механики
Детали машин
и основы конструирования
Расчет передач привода (примеры)
Методическое пособие к выполнению курсового проекта
для студентов инженерного факультета по специальностям:
311300 Механизация сельского хозяйства,
150200 Автомобили и автомобильное хозяйство,
230100.02 Сервис транспортных и технологических машин
и оборудования,
311400 Электрификация и автоматизация сельского
хозяйства,
заочного факультета,
инженерно-экономического института
Рязань 2005
УДК 621.81
ДЕТАЛИ МАШИН И ОСНОВЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ. Расчет передач привода в примерах / ФГОУ Ряз. государственная с/х акад. им. проф. Костычева
Составители: доц С.Н. Борычев, ст. пр. Т.В. Горина, Рязань 2005, 58 с.
Содержит примеры расчетов цилиндрической, конической, червячной, ременной и цепной передач, наиболее часто встречающихся при проведении практических и лабораторных работ, а также выполнении курсового проекта.
Предназначен для студентов специальностей 311300 Механизация сельского хозяйства, 150200 Автомобили и автомобильное хозяйство, 230100.02 Сервис транспортных и технологических машин и оборудования, 311400 Электрификация и автоматизация сельского хозяйства, заочного факультета и студентов инженерно-экономического института по курсу «Детали машин и основы конструирования».
Одобрено на заседании кафедры теоретической и прикладной механики ФГОУ ВПО РГСХА 12.05.2005 г. (Протокол № 10)
Рецензенты: кафедра технической эксплуатации транспорта РГСХА (зав. кафедрой д.т.н., профессор Успенский И.А.);
кафедра эксплуатации машинно-тракторного парка РГСХА (зав. кафедрой д.т.н., профессор Бышов Н.В.)
ПРЕДИСЛОВИЕ
Представленное методическое пособие содержит примеры расчета курсового проекта по курсу «Детали машин и основы конструирования». Так как задания столь разнообразны, что охватить их все не представляется возможным, то рассмотрены наиболее часто встречающиеся примеры вариантов. Полностью рассмотрен расчет привода с двухступенчатым цилиндрическим редуктором и цепной передачей, причем, для универсальности в качестве ступеней редуктора выбраны косозубые и прямозубые передачи.
Расчет привода доведен до конца, сделан эскизный проект редуктора, рассчитаны валы, подшипники, даны рекомендации по выбору конструкции и смазки. цепной передача привод редуктор вал подшипник
В методическом пособии рассмотрены расчеты цилиндрической, конической, червячной, ременной и цепной передач. Это позволяет широко использовать данное пособие для расчета практически любого варианта курсового проекта.
Особенностью представленного методического пособия является возможность использования обширного справочного материала, приведенного в [3], что сокращает время поиска информации для студентов и улучшает качество проектирования.
ВВЕДЕНИЕ
При выполнении курсового проекта определенные трудности вызывает многообразие исходных данных и необходимость их преобразования для расчета. Поэтому предварительно рассмотрим несколько примеров приводов с различными вариантами задания исходных данных (рисунок 1).
Рисунок 1 - Варианты задания исходных данных
Исходные данные:
- рисунок 1а, д: Р3 (кВт), n3 (мин-1) - мощность и частота вращения выходного вала редуктора соответственно;
- рисунок 1б - г: Ft (H) - окружная сила на барабане ленточного или на звездочке цепного конвейера; v (м/с) - скорость движения ленты или цепи; Dб (мм) - диаметр барабана; zзв - число зубьев и рзв (мм) - шаг тяговой звездочки;
- рисунок 1е: q (Н/м) - распределенная нагрузка на шнеке; L (мм) - длина шнека; D (мм) - диаметр шнека; v (м/с) - скорость движения шнека.
Мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
Р3 = Ft v / 103.
Для рисунка 1е
Ft = (q L) / 103.
Затем вычисляют частоту вращения n3 приводного вала привода:
n3 = 6 104 v / ( Dб) или n3 = 6 104 v / ( Dзв),
где Dзв = рзв / sin(180/ zзв) - диаметр тяговой звездочки, мм.
1. РАСЧЕТ ПРИВОДА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА (С ДВУХСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ)
Техническое задание
Спроектировать двухступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу для привода ленточного конвейера (рисунок 2).
Рисунок 2.
Исходные данные:
окружная сила на барабане ленточного конвейера, Н Ft = 22600;
скорость движения ленты, м/с v = 0,5;
диаметр барабана, мм Dб = 250;
срок службы, тыс.час t = 20.
Типы передач: цепная;
редуктор: 1 ступень - цилиндрическая косозубая;
2 ступень - цилиндрическая прямозубая.
Тип муфты - упругая.
1.1 Выбор электродвигателя
Электродвигатель (э.д.) подбираем по двум параметрам: требуемой мощности и частоте вращения. Требуемая мощность э.д.
,
где з0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода,
з0 = зцеп · з2цил · зм · з4пк .
зцеп, зцил, зм, зпк - КПД соответственно цепной передачи, цилиндрической передачи, муфты, пары подшипников качения.
Из таблицы 1.2 [3] выбираем: зцеп = 0,92…0,95; зцил = 0,96…0,98; зпк=0,99; зм=0,98. Принимаем зцеп =0,93; зцил =0,97. Тогда з0 =0,93· 0,972 · 0,98 · 0,994 = 0,875.
Р3 = Ft v / 103 = 22600 0,5 / 103 = 11,3 кВт.
Ртр=11,3 / 0,875 = 12,9 кВт.
Требуемая частота вращения э.д.: nтp = n3 · Uцеп · U2цил,
где n3 - частота вращения выходного вала привода:
n3 = 60000 v /( Dб) = 60000 0,5 / ( 250) = 38,2 мин-1;
Uцеп передаточное число цепной передачи,
Uцил - передаточное число цилиндрической ступени.
Согласно таблицы 1.3 [3] рекомендуется принять Uцеп =1,5…3, Uцил =2,5…5. Тогда nтp=38,2·(1,5...3)·(2,5...5)2=358…2865 мин-1. Выбираем э.д. общепромышленной серии 4А. При выборе учитываем следующие требования и рекомендации.
Во-первых, значение номинальной мощности э.д. Рдв, указанное в таблице (каталоге), должно быть большей, но ближайшей к требуемой: Рдв?Ртр.В то же время согласно [1] допускается перегрузка э.д. до 8%.
Во-вторых, не рекомендуется выбор э.д. с синхронной частотой вращения 750 мин-1 из-за большой металлоемкости, а двигатели с синхронной частотой вращения 3000 мин-1 имеют низкий рабочий ресурс. Кроме того, при выборе высокоскоростного э.д. получается большее передаточное число привода.
В-третьих, согласно [1] рекомендуется выбирать э.д. с меньшим числом в обозначении (примеры обозначений - 90L, 100S, 112М) для уменьшения массы, размеров и стоимости двигателя. При одинаковом числе в обозначении предпочтение необходимо отдать э.д. с меньшей частотой вращения вала, что позволит уменьшить размеры передач.
Исходя из вышеперечисленных требований и рекомендаций выбираем э.д. 4A160M6, у которого Pдв = 15 кВт, nдв = 975 мин-1 - таблица 1.5 [3].
Определяем передаточное число привода и его ступеней:
· передаточное число привода: U0 = nдв / n3 = 975 / 38,2 = 25,5;
· U'цеп=2,8-предварительное значение передаточного числа цепной передачи;
· U'ред = U0 / U'цеп = 25,5 / 2,8 = 9 - предварительное значение передаточного числа редуктора.
1.2 Расчет цепной передачи
Расчет ведем по [2].
Исходные данные:
· входная мощность передачи P1ц = Pвых (цилиндрической передачи):
P1ц = Р3 / (пкцеп) = 11,3 / (0,99 0,93) = 12,15 кВт;
· частота вращения ведущей звездочки n1 = nвых (цилиндрической передачи): n1 = nдв / U'ред = 975 / 9 =108,3 мин-1;
· передаточное число Uцеп = 2,8;
· расположение линий центров передачи под углом 0 к горизонту;
· передача открытая, работает в пыльном помещении в 1 смену, регулируется передвижением оси малой звездочки, цепь роликовая.
Назначаем z1 = 25, z2 = z1 Uцеп = 25 2,8 = 70 < z2max = 100…120 .
По формуле (13.5) межосевое расстояние а = (30…50) рц = 40 рц.
По формуле (13.26) определяем расчетную мощность
Pp=P1 Kэ Kz Kn [Pp],
по формуле (13.22) коэффициент эксплуатации
Кэ = Кд Ка Кн Крег Кс Креж,
где Кд =1 (нагрузка близка к равномерной) - коэффициент динамической нагрузки,
Ка = 1 - коэффициент межосевого расстояния или длины цепи,
Кн = 1 - коэффициент наклона передачи к горизонту,
Крег = 1 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи,
Кс = 1,3 коэффициент смазки и загрязнения передачи (выбираем смазку II),
Креж = 1 - коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.
Kэ = 11111,31=1,3.
Значения коэффициентов и рекомендации по выбору смазки цепных передач принимаем по таблицам 3.2 и 3.3 [3].
По формуле (13.23) обозначим Kz = z01 / z1 - коэффициент числа зубьев, Kn = n01 / n1 - коэффициент частоты вращения. Используя таблицы 3.1 и 3.4 [3], приняв z01 = 25, а за n01 принимается ближайшая к расчетной частота вращения из ряда таблицы 3.1 [3], т.е. n01 = 200 мин-1.
Вычисляем:
Kz = 25 /25 = 1,
Kn = 200 / 108,3 = 1,85.
Принимаем Кряд = 1, тогда Рр = 12,15 1,3 1 1,85 = 29,2 кВт.
По таблице 3.4 [3] для принятых n01 = 200 и Рр = 29,2кВт назначаем однорядную цепь с шагом рц = 38,1мм. При этом а = 40 38,1 = 1524мм. Найденное рц < [рц]max = 50,80 мм (таблица 3.4 [3]).
По формуле (13.2):
v = n1 z1 pц / 60 = v =108,3 25 38,1 10-3/ 60 = 1,7 м/с.
По таблице 3.2 [3] назначаем густую внутришарнирную смазку.
Число звеньев цепи или длина цепи в шагах, по формуле (13.6):
= 128,8мм.
Округляя до целого числа, принимаем Lp = 130 мм. Уточняем а по формуле (13.7):
=1560 мм.
Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния (см. приложение к формуле (13.7)) на а=0,003а=0,003 1560 = 4,68 мм, окончательно назначаем а = 1555мм.
Диаметры звездочек определяем по формуле (13.8): d = pц / sin(/z).
d1 = 38,1 / sin(180/25) = 304,8мм,
d2 = 38,1 / sin(180/70) = 866мм.
Определяем окружную силу по формуле (13.1):
Ft=P1/v=15,12/1,7=24000Н.
Натяжение от центробежных сил, по формуле (13.10): Fv = q v2,
где q = 1,9 кг/м - масса единицы длины цепи по каталогу;
v = 1,7 м/с - окружная скорость.
Fv = 1,9 1,72 = 9,5 Н.
Сила предварительного натяжения от массы цепи, по формуле (13.11):
F0 = = Kf a q g,
где а = 1,555 м - длина свободной ветви цепи, приблизительно равная межосевому расстоянию,
g = 9,81 м/с2 - ускорение силы тяжести,
Kf = 6 (таблица 3.6 [3]) - коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания цепи f = (0,01…0,02) а = 23,3мм.
F0 = 6 1,555 9,81 1,9 = 173,9 Н.
1.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Расчётное передаточное число редуктора
Uред = U0 / Uцеп =25,5 / 2,8 = 9.
Расчетное передаточное число второй цилиндрической ступени определяем по таблице 1.4 [3]. Предварительно
.
Расчётное передаточное отношение первой цилиндрической ступени Uцил1 определится после расчёта второй цилиндрической ступени. Предварительно
3,41.
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв = 975 мин-1;
nпр = nвх / U'цил1 = 975 / 3,41 = 285,9 мин-1;
nвых = nпр / Uцил2 = 285,9 / 2,64 = 108,3 мин-1.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · м = 12,9 0,98 = 12,64 кВт;
Рпр = Pвх · цил · пк = 12,64 0,97 0,99 = 12,5 кВт;
Рвых = Рпр · цил · пк = 12,5 0,97 0,99 = 12,14 кВт.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 12,64 / 975 = 126,4 H·м;
Тпр = 9550 · Рпр / nпр = 9550 · 12,5 / 285,9 = 417,5 Н·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 12,14 / 108,3 = 1102,3 Н·м.
1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для второй прямозубой ступени редуктора
Расчёты производим по [2].
Выбираем материал и термообработку зубчатых колес. Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колеса и шестерни относительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка).
По таблице 4.1 [3] назначаем для колёс обеих ступеней и шестерни второй ступени термообработку «улучшение»: для колес при размерах сечения S100 мм и d200 мм с твёрдостью поверхности H2 =230...260 НВ, в=850 МПа, т=550 МПа, а для шестерни при размерах сечения S60 мм и d120 мм с твёрдостью поверхности Н1 =260...280 НВ, в=950 МПа, т= 700 МПа. В этом случае обеспечивается условие прирабатываемости зубьев ступени (формула 8.54):
Н1 Н2 + (10…15) НВ.
Вычислим средние значения твердости поверхности зубчатых колес:
H1ср = 270 НВ; H2ср= 245 НВ.
Допускаемые контактные напряжения:
[н] = (нlim / Sн) · ZN ,
где нlim - предел контактной выносливости при отнулевом (пульсирующем) цикле напряжений;
Sн - коэффициент безопасности;
ZN - коэффициент долговечности.
При улучшении согласно таблицы 4.2 [3]
нlim = 2 · Нср + 70.
Для колес обеих ступеней
нlim2 = 2 · 245 + 70 = 560 МПа.
Для шестерни из таблицы 4.2 [3]
нlim1 = 2 270 + 70 = 610 МПа.
Из таблицы 4.2 [3] для термообработки «улучшение» Sн = 1,1.
Коэффициент долговечности (формула 8.59):
где NHG - базовое число циклов напряжений;
NHE - расчётное число циклов напряжений.
Принимаем NНG1=1,8 ·107 и NHG2=1,5·107 для Н1ср =270 НВ и для Н2ср = 245 НВ соответственно - см. рисунок 4.1а [3].
По формуле (8.63):
,
где n - частота вращения вала, мин-1;
с - число зацеплений зуба за один оборот;
Т1 , Т2 - крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость;
ТН = Т1 - номинальный (максимальный) момент;
t1 , t2 - время работы, соответствующее моментам.
Значения Т1, Т2, t1 и t2 - см. в техническом задании.
Для шестерни:
= 60·1·285,9 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 2,4 108.
а для колеса:
= 60·1·108,3 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 8,9 107.
Получили, что NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2 , поэтому ZN1 < 1, ZN2 < 1 для всех зубчатых колес. В этом случае принимаем ZN1 = ZN2 = 1.
Допускаемые контактные напряжения определяем по материалу колеса, как более слабому, и за расчетное контактное напряжение принимаем:
[H]2 = (Hlim2 / SH2) · ZN2 = (560 / 1,1)·1 = 509 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
По формуле (8.67):
где уFlim - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;
YA - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;
YN - коэффициент долговечности;
SF - коэффициент безопасности.
По таблице 4.2 [3] для колес обеих ступеней уFlim = 1,8 · Н2ср = 1,8 ·245 = 441 МПа; для шестерни - уFlim = 1,8 Н1ср = 1,8 270 = 486 МПа.
Для односторонней нагрузки принимаем YA=1. По таблице 4.2 [3] принимаем коэффициент SF = SF1 = SF2 = 1,75.
Коэффициент долговечности при H < 350 НВ равен
(формула 8.68)
где NFG - базовое число циклов напряжений при изгибе;
NFE - расчётное число циклов напряжений при изгибе.
Величина NFG = 4·106 для всех сталей (см. с. 174).
Число циклов напряжений для зубьев всех колес редуктора вычисляется по формуле (8.70):
.
Для колеса второй ступени при n = nвых:
NFE2 = 601108,320000(160,6 + 0,66 0,4) = 7,8107.
Поскольку получается, что NFE2 > NFG = 4106 , то по аналогии с величиной ZN принимаем YN = 1. Таким же образом и для всех других колес и шестерен получим YN = 1.
Для обоих колес
[F2] = 441 / 1,75 = 252 МПа.
Для шестерни второй ступени
[F1] = 486 / 1,75 = 278 МПа.
Предельные допускаемые напряжения определяем по таблице 4.2 [3].
Поскольку твердость зубьев колес меньше, чем у шестерен, то проверку прочности по предельно допускаемым напряжениям осуществляем по более слабым звеньям - колесам.
Для термообработки «улучшение» колес обеих ступеней получаем
[H]max =2,8·T - предельное контактное напряжение;
[F]max=2,74·H2ср - предельное напряжение изгиба.
Здесь Т = 550 МПа - предел текучести (см. раздел 1.4).
[H]max =2,8·550= 1540 МПа;
[F]max=2,74 ·245 = 671 МПа.
Примечание. Если обе ступени редуктора прямозубые, то можно использовать для выбора материала и расчета допускаемых напряжений первой ступени методику, изложенную выше.
1.5 Выбор материала и допускаемых напряжений для первой косозубой ступени редуктора
Для уменьшения номенклатуры материалов используем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х. Выбор термообработки и расчет допускаемых напряжений для колеса рассмотрен в разделе 1.4.
Для косозубого зацепления к твердости и износостойкости зубьев шестерни предъявляются более высокие требования. Поэтому для шестерни при размерах сечения S60 мм и d120 мм выберем химико-термическую обработку - азотирование поверхности с твердостью Н1 =50…59 НRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, в=1000 МПа, т= 800 МПа.
Из [2] известно, что для косозубых передач желательно иметь
Н1 Н2 + (70…100) НВ.
В нашем случае
Н1 = H1ср 550 НВ (рисунок 4.1б [3]);
Н2 = H2ср=245 НВ.
Следовательно, твердость шестерни и колеса выбрана верно.
Допускаемые контактные напряжения:
[н] = (нlim / Sн) · ZN ,
где нlim - предел контактной выносливости при отнулевом (пульсирующем) цикле напряжений;
Sн - коэффициент безопасности; ZN - коэффициент долговечности.
При азотировании для шестерни по таблице 4.2 [3]
нlim1 = 1050 МПа.
Из этой же таблицы Sн1 = 1,2.
Коэффициент долговечности определяем по формуле (8.59):
Принимаем NНG1=1·108 и NHG2=1,5·107 для 50…59 HRC (550 HB) и 245 НВ соответственно - см. рисунок 4.1а [3].
Тогда для шестерни
=60·1·975 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 8 108;
для колеса
= 60·1·285,9 20000 [13 0,6 + 0,63 0,4] = 2,4 108.
Получили, что NHE1 > NHG1 и NHE2 > NHG2, следовательно, ZN1 < 1, ZN2 < 1 для всех зубчатых колес. В этом случае принимаем ZN1 = ZN2 = 1.
Допускаемое контактное напряжение для первой ступени, у которой Н1 > 350 HB, а H2 < 350 HB по формуле (8.56) равно:
[H] =0,5 {[H]1 + [H]2 }= 0,5 (875 + 500) 690 МПа > 1,25 [H]2 , принимаем [H] = 1,25 [H]2 = 625 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
По таблице 4.2 [3] для шестерни первой ступени уFlim = 12НRCсердц +300 = 12 28 + 300 = 636 МПа, а для колеса уFlim = 441 МПа (см. раздел 1.4).
Для односторонней нагрузки принимаем YA=1. По таблице 4.2 [3] принимаем коэффициент SF = SF1 = SF2 = 1,75.
Коэффициент долговечности при H > 350 НВ равен
(формула 8.69).
Величина NFG = 4·106 для всех сталей см. с. 174.
Число циклов напряжений для зубьев всех колес редуктора вычисляется по формуле (8.70):
.
Вычислять значения NFE нет необходимости, поскольку вычисленные в разделе 1.4 значения NFE2 > NFG , в свою очередь будут всегда меньше, чем NFE для первой ступени. Поэтому принимаем YN = 1.
Вычислим допускаемое напряжение для шестерни первой ступени:
[F]1 = 636 / 1,75 = 363 МПа,
а для колеса
[F]2 = 252 МПа (см. раздел 1.4).
Предельные допускаемые напряжения определены в разделе 1.4.
1.6 Расчет второй цилиндрической прямозубой ступени редуктора
Расчет цилиндрической передачи проводим по [2].
Межосевое расстояние определяем в мм, исходя из условия контактной прочности зубьев:
(формула 8.13),
где U = Uцил2 = 2,64;
Eпр = 2,1·105 МПа - приведённый модуль упругости для стали;
Т2 = Твых = 1102,3 Н·м;
КH - коэффициент концентрации нагрузки;
ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Для ступени редуктора с несимметричным расположением колес относительно опор и переменной нагрузкой принимаем ba=0,4 (таблица 4.3 [3]).
Для определения коэффициента КH предварительно вычисляем коэффициент bd=0,5·ba·(U+1) - см. формулу (8.12). В нашем случае bd = 0,5 · ba · (Uцил2 + 1) = 0,73. Далее по рисунку 4.2 [3] определяем величину KH = 1,06 (для H2 < 350 НВ и схемы передачи IV).
В результате получаем, что
Для единичного производства принимаем изготовление нестандартного редуктора, для которого по ряду Ra40 ближайшее большее расчетное значение a = 220мм - таблица 4.7 [3].
Определение геометрических параметров и степени точности передачи
Расчетная ширина колесa b2 = ba · a = 0,4 · 220 = 88мм. По ряду нормальных линейных размеров (таблица 1.1 [3]) принимаем b2 = 90мм. Из таблицы 4.12 [3] b'1 = 1,06 b2 = 1,06 90 = 95,4мм. Принимаем (таблица 1.1 [3]) b1 = 95мм.
Модуль передачи m = b2 / m, (формула 8.15), где m - коэффициент ширины колеса по модулю. Для обычных передач редукторного типа в отдельном корпусе с Н 350 НВ принимаем m=30...20 (таблица 4.5 [3]). Тогда m = 90 / 30...20 = 3…4,5 мм.
По таблице 4.6 [3] принимаем стандартное значение модуля m=4мм.
Суммарное число зубьев Z = 2 · a / m = 2 · 220 /4 = 110.
Примечание. При расчёте прямозубых передач без смещения для сохранения принятого значения a модуль следует подбирать так, чтобы Z было целым числом.
Число зубьев шестерни Z1 = Z / (Uцил2 + 1) = 30,2.
Принимаем ближайшее целое число Z1 = 30. Для прямозубых колёс без смещения из таблицы 4.8 [3], Z1min = 21. У нас 30 > 21, т.е. условие выполняется.
Число зубьев колеса Z2 = Z - Z1 = 110 - 30 = 80.
Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:
Uцил2ф = Z2 / Z1 = 80 / 30 = 2,67.
Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно
d1 =m · Z1 = 120мм и d2 = m · Z2 = 320мм.
Уточняем межосевое расстояние:
а = (d1 + d2) / 2 = (120 + 320) /2 = 220мм.
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев шестерни:
da1 = d1 + 2 · m = 120 + 2 · 4 = 128мм;
df1 = d1 - 2,5 · m = 120 - 2,5 · 4 = 110мм;
колеса:
da2 = d2 + 2 · m = 320 + 2 · 4 = 328мм;
df2 = d2 - 2,5 · m = 320 - 2,5 · 4 = 310мм.
Для определения степени точности передачи предварительно находим расчётную линейную скорость зацепления
V = · d1·10-3 · nпр / 60 = · 120 ·10-3 · 285,9 / 60 = 1,8 м/с.
По таблице 4.9 [3] назначаем 8-ю степень точности передачи (9-я степень для редукторов не рекомендуется).
Определение усилий в зацеплении
Окружная сила Ft =2·T2·103 /d2 = 2 · Tвых / d2 =2 · 1102,3·103 /320 = 6889,4 H;
радиальная сила Fr = Ft · tg = 6889,4 · tg20° = 2507,7 H.
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
Контактные напряжения
где T1=Tпр, Н·мм; U=Uцил2ф; sin2=0,6428; КH=КH·KHV - коэффициент расчетной нагрузки. По таблице 4.10 [3] KHV =1,07, а КH =1,06 (см. выше), тогда
KH =1,071,06 = 1,13.
Получаем, что расчётное контактное напряжение
Таким образом, недогруз передачи составляет = (([H] - H) / [H]) · 100% = ((509 - 477,1/ 509) · 100%) = 6,3% < 10% и условие прочности соблюдается [1].
Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба
Напряжения изгиба у основания зуба
F = (YFS · Ft · KF) / (b · m) [F] ,
где YFS - коэффициент формы зуба.
Для нулевого смещения при Z1= 30 находим по графику (рисунок 4.3 [3]) YFS1 = 3,88. Аналогично: при Z2 = 80 получим YFS2 = 3,79.
Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям
[F]1 / YFS1 = 278 / 3,88= 71,6 МПа; [F]2 / YFS2 = 252 / 3,79 = 66,5 МПа.
Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.
Коэффициент расчётной нагрузки: KF = KF · KFV,
где KF = 1,10 при Н2 350 НВ (рисунок 4.2 [3]);
KFV = 1,18 (таблица 4.10 [3]).
Получаем KF = 1,1 1.18 = 1,31.
F =F2 = (YFS2 · Ft · KF) / (b2 · m) = (3,79 6889,4 1,13) / (90 4) = 81,96 МПа, что меньше 252 МПа, т.е. условие прочности соблюдается.
Проверочный расчет зубьев передачи при кратковременной перегрузке
Максимальные контактные напряжения при перегрузке
, (формула 8.72).
Здесь Tmax = Tн , Tпик = 1,5 Tн , (см. техническое задание - график нагрузки).
Максимальные напряжения изгиба при перегрузке:
Fmax = F (Tпик / Tmax ) < [F ]max.
Fmax = 81,96 1,5 = 122,9 МПа, что меньше [F ]max = 671 МПа.
1.7 Расчет первой цилиндрической косозубой ступени редуктора
Расчет цилиндрической передачи проводим по [2].
Межосевое расстояние определяем в мм, исходя из условия контактной прочности зубьев:
(формула 8.31)
где U= Uцил1 = Uред/Uцил2ф =9/2,67=3,37.
Eпр = 2,1·105 МПа - приведённый модуль упругости для стали;
Т2 = Тпр = 417,5 Н·м;
КH - коэффициент концентрации нагрузки;
ba - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.
Для ступени редуктора с несимметричным расположением колес относительно опор принимаем ba =0,3 (таблица 4.3 [3]).
Для определения коэффициента КH предварительно вычисляем коэффициент bd = 0,5·ba·(U+1) (формула 8.12). В нашем случае bd = 0,5 · ba · (Uцил1 + 1) = 0,66. Далее по рисунку 4.2 [3] определяем величину KH =1,22 (для H2 < 350 HB и схемы передачи II).
В результате получаем, что
Для единичного производства принимаем изготовление нестандартного редуктора, для которого по ряду Ra40 ближайшее большее расчетное значение a = 140мм - таблица 4.7 [3].
Определение геометрических параметров и степени точности передачи
Расчетная ширина колесa b2 = ba · a = 0,3 ·140 = 42мм. По ряду нормальных линейных размеров (таблица 1.1 [3]) принимаем b2 =42 мм. Из таблицы 2.12 [3] находим: b1 =1.09 · b2 = 1.09 42 = 45,8 мм. По таблице 1.1 [3] принимаем b1 = 47 мм.
Модуль передачи mn = b2 / m,(формула 8.15), где m - коэффициент ширины колеса по модулю. Для обычных передач редукторного типа в отдельном корпусе с Н2 350 НВ и Н1 > 350 НВ принимаем m = 30...20 (таблица 4.5 [3]). Тогда mn =42 /( 30...20) = 1,4...2,1 мм.
По таблице 4.6 [3] примем стандартное значение модуля mn=2мм.
Выполняя рекомендации (с. 146), принимаем коэффициент осевого перекрытия = 1,2 и по формуле (3.23) определяем угол наклона зубьев:
sin = mn / b2 =1,2 2 /42=0,1794. Отсюда = 1112.
Определяем суммарное число зубьев
Z = 2 · a сos / mn = 21400,981/2 = 137,4. Примем Z = 137.
Число зубьев шестерни Z1 = Z / (Uцил1 + 1) = 137/(3,37+1) = 31,4.
Примем ближайшее целое число Z1 = 31>Zmin =17 (таблица 4.8 [3].
Число зубьев колеса Z2 = Z - Z1 =137 - 31 = 106.
Фактическое передаточное число цилиндрической передачи:
Uцил1ф = Z2 / Z1 = 106 / 31 = 3,42.
Уточняем угол наклона зубьев:
сos = mn · Z / (2 a) = 2 137 / (2 140) = 0,9786, = 11 54.
Делительные диаметры шестерни и колеса равны соответственно
d1 = mn · Z1 / сos =2 31 / 0,9786 = 63,4 мм,
d2 = mn · Z2 / сos =2 106 / 0,9786 = 216,6 мм.
Уточняем межосевое расстояние:
а = (d1 + d2) / 2 =(63,4 + 216,4) 2 = 140 мм.
Диаметры окружностей вершин da и впадин df зубьев шестерни:
da1 = d1 + 2 · mn =63,4 + 2 2 = 67,4 мм;
df1 = d1 - 2,5 · mn =63,4 - 2,5 2 = 58,4 мм;
колеса:
da2 = d2 + 2 · mn =216,6 +2 2 = 220,6 мм;
df2 = d2 - 2,5 · mn =216,6 - 2,5 2 = 211,6 мм.
Для определения степени точности передачи предварительно находим расчётную линейную скорость зацепления
V = · d1 ·10-3 nвх / 60 = 63,410-3 975/60 = 3,23 м/с.
По таблице 4.9 [3] назначаем 8-ю степень точности передачи (9-я степень для редукторов не рекомендуется).
Определение усилий в зацеплении
Окружная сила Ft = 2 · T2 / d2 = 2 · Tпр103 / d2 =2417,5103/216,6 = 3855 H;
радиальная сила Fr = Ft · tg / Сos =3855tg20 /0,9786 = 1434 H;
осевая сила Fа = Ft · tg = 38550,2107 = 812 H.
...Подобные документы
Проектирование привода с двухступенчатым соосным цилиндрическим редуктором и ременной передачей. Расчет валов на прочность и определение опорных реакций. Подбор шпонок и проверочный расчет их по напряжениям смятия. Выбор смазки, порядок сборки редуктора.
курсовая работа [491,6 K], добавлен 08.10.2012Энергетический и кинематический расчет привода, расчет прямозубых цилиндрической и конической передач, быстроходного, промежуточного и тихоходного валов. Расчет и подбор подшипников, шпоночных соединений, муфт. Выбор и обоснование способа смазки передач.
курсовая работа [164,4 K], добавлен 01.04.2010Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016Определение силовых характеристик на валах привода. Расчет цепной, ременной и червячной передач, валов, размеров колес, корпуса редуктора, шпоночных соединений. Подбор подшипников качения. Выбор смазки и смазочных материалов. Тепловой расчет редуктора.
курсовая работа [12,6 M], добавлен 08.03.2015Требуемая мощность электродвигателя для привода. Угловая скорость вращения вала. Расчет конической, цилиндрической косозубой и цепной открытой передач. Ориентировочный расчет валов. Расчет элементов корпуса редуктора и подшипников на его выходном валу.
курсовая работа [526,2 K], добавлен 30.08.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет тихоходной и быстроходной ступеней, зубчатых передач редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатых колес. Размеры корпуса редуктора, его эскизная компоновка.
курсовая работа [347,0 K], добавлен 27.09.2012Технико-экономическая характеристика и расчет стоимости проекта. Условия эксплуатации и ресурс приводного устройства. Энергетический расчет привода ленточного конвейера. Выбор стандартного редуктора. Расчет вала ведомой звездочки цепной передачи.
курсовая работа [325,9 K], добавлен 18.12.2010Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей. Определение передаточных чисел. Оценка параметров и геометрическая характеристика зацепления. Расчёт цилиндрической передачи.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 26.04.2014Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.
курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010Определение мощности электродвигателя, кинематический расчет привода. Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям. Эскизная компоновка редуктора. Проверка долговечности подшипников качения.
курсовая работа [2,3 M], добавлен 09.07.2012Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет закрытых цилиндрических зубчатых передач. Расчет и проектирование открытой цепной передачи, конструирование валов. Выбор подшипников и расчет их на долговечность. Определение типа смазки.
курсовая работа [427,5 K], добавлен 21.02.2011Проектирование привода к цепному конвейеру по заданной схеме. Выбор электродвигателя, определение общего КПД. Расчет вращающих моментов на валах привода. Расчет червячной передачи и цилиндрической зубчатой прямозубой передачи. Расчет валов редуктора.
курсовая работа [89,8 K], добавлен 22.06.2010Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач редуктора, ременной передачи, валов редуктора. Предварительный расчет валов. Конструктивные размеры корпуса редуктора. Проверка подшипников на долговечность. Проверка прочности шпоночных соединений.
курсовая работа [555,6 K], добавлен 20.12.2014Проектирование привода ленточного конвейера, расчет прямозубой цилиндрической передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчет шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 08.02.2012Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора. Расчет закрытой зубчатой и цепной передач, валов редуктора и их конструктивная проработка. Выбор и проверка на прочность по сложному сопротивлению вала и подшипников; смазка.
курсовая работа [345,9 K], добавлен 13.12.2011Проектный расчет цепной передачи. Число зубьев ведомой звездочки. Проверочный расчет цепной передачи. Допускаемое среднее давление для роликовых цепей. Рекомендации по выбору смазки цепных передач и максимальная частота вращения малой звездочки.
методичка [73,0 K], добавлен 07.02.2012Проектирование привода с цилиндрическим двухступенчатым редуктором. Передаточные числа привода. Частота вращения вала электродвигателя. Кинематические и силовые параметры отдельных валов привода. Предварительный и уточненный расчет промежуточного вала.
курсовая работа [76,2 K], добавлен 05.05.2009Описание работы привода и его назначение. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Расчет передач привода. Проектный расчет параметров валов редуктора. Подбор подшипников качения, шпонок, муфты, смазки. Сборка и регулировка редуктора.
курсовая работа [1,3 M], добавлен 14.10.2011Редуктор как механизм из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Энергетический и кинематический расчет привода. Предварительный расчет валов.
курсовая работа [255,7 K], добавлен 02.07.2014Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012
