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

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: Рдвтр.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 P = Pвых (цилиндрической передачи):

P = 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; КHH·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 08.10.2012

  • Энергетический 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 01.04.2010

  • Цепной 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 09.07.2016

  • Определение 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 08.03.2015

  • Требуемая 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 30.08.2010

  • Выбор 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 27.09.2012

  • Технико-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 18.12.2010

  • Выбор 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 26.04.2014

  • Кинематический, 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 29.07.2010

  • Определение 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 09.07.2012

  • Кинематический 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 21.02.2011

  • Проектирование 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 22.06.2010

  • Кинематический 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 20.12.2014

  • Проектирование 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 08.02.2012

  • Кинематический 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 13.12.2011

  • Проектный 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 07.02.2012

  • Проектирование 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 05.05.2009

  • Описание 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 14.10.2011

  • Редуктор 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 02.07.2014

  • Описание 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

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.