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.
Проверочный расчёт передачи по контактным напряжениям
где Н - контактное напряжение; T1 = Tвх, Н·мм; U = Uцил1ф; sin2 = 0,6428;
КH = КH·KHV - коэффициент расчетной нагрузки;
ZH - коэффициент повышения контактной прочности зубьев косозубых передач:
где KH =1,07 - коэффициент, учитывающий многопарность зацепления косозубой передачи (таблица 4.11 [3]);
- коэффициент торцового перекрытия.
= [1,88 - 3,2 (1/Z1 +1/Z2)]сos =[1,880 -3,2(1/31+1/106)]0,9786 =1,709 .
По таблице 4.10 [3] KHV =1,03, а КH = 1,22 (см. выше), тогда
KH = КH КHV = 1,22 1,03 = 1,26.
Получаем, что расчётное контактное напряжение
Таким образом, недогруз передачи составляет = (([H] - H) / [H]) · 100% = ((625 - 576,6)/625)100% = 7,7% < 10% и условие прочности соблюдается [1].
Проверочный расчёт зубьев передачи по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба у основания зуба
F = (YFS ·YF Ft · KF) / (b · mn) [F] ,
где YFS - коэффициент формы зуба, YF - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
YF = KF Y / ,
где KF = 1,22 (таблица 4.11 [3]) - коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев;
Y - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии к основанию зуба и неравномерного распределения нагрузки.
Y = 1- /140 =1 - 11,9/140=0,915, YF =1,220,915/1,709 =0,65.
KF = KF KFV - коэффициент нагрузки при изгибе,
где KF =1,36 (рисунок 4.2б [3]); KFV =1,09 (таблица 4.10 [3]).
KF = 1,36 1,09 = 1,48.
Вычисляем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:
ZV1 = Z1 / cos3 =31/ 0,97863=33; ZV2 = Z2 / cos3 = 106/ 0,97863=113.
Для нулевого смещения при ZV1 =33 находим по рисунку 4.3 [3] YFS1 = 3,81. Аналогично при ZV2 =113 получим YFS2 =3,75.
Сравниваем относительную прочность зубьев по соотношениям
[F]1 / YFS1 = 363/3,81=95,3 МПа;
[F]2 / YFS2 =252/3,75=67,2 MПа.
Получаем, что менее прочными по изгибным напряжениям являются зубья колеса. Поэтому дальнейшие расчеты ведутся по параметрам колеса.
F = F2 = (3,750,6538551,48)/(422)=165,6 МПа < [F]2 = 257 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 =1,5Tн (см. техническое задание - график нагрузки).
Максимальные напряжения изгиба при перегрузке:
Fmax = F (Tпик / Tmax ) < [F ]max.
Fmax =165,6 1,5 = 248,4 МПа, что меньше [F ]max = 671 МПа.
1.8 Эскизное проектирование редуктора
Исходные данные для проектирования:
· Т= Твх = 126,4 Нм; Т2 = Тпр = 417,5 Нм; Т3 = Твых = 1102,3 Нм;
· Диаметр вала электродвигателя dдв = 48мм;
· Межосевое расстояние быстроходной ступени a1= 140мм;
· Делительные диаметры шестерни и колеса быстроходной ступени d1 = 63,45мм и колеса d2 = 216,6мм;
· Диаметры впадин зубьев шестерни df1 = 58,4 мм и колеса df2 = 211,6мм;
· Диаметры вершин зубьев шестерни da1 = 67,4 мм и колеса da2 = 220,6мм;
· Модуль mn = 2 мм;
· Ширина шестерни b1 = 47 мм и колеса b2 = 42 мм;
· Межосевое расстояние тихоходной ступени a2= 220 мм;
· Делительные диаметры шестерни и колеса тихоходной ступени: d3 = 120мм, d4 = 320 мм;
· Диаметры впадин зубьев шестерни df3 = 110 мм и колеса df4 = 310 мм;
· Диаметры вершин зубьев шестерни da3 = 128 мм и колеса da4 = 328 мм;
· Модуль m = 4 мм;
· Ширина шестерни b3 = 95 мм и колеса b4 = 90 мм;
· Окружная скорость передачи V = 1,8 м/с;
· Передаточное число быстроходной Uцил1 = 3,42 и тихоходной Uцил2 = 2,67 ступеней.
Проектировочный расчет быстроходного вала
Предварительное значение диаметра входного конца быстроходного вала
dВ1= (формула 15.1 [2]),
где [к] = 20…25 МПа пониженное допускаемое напряжение на кручение.
dВ1=
Так как в задании предусмотрено согласование входного вала редуктора с валом электродвигателя с помощью муфты, то необходимо выбрать dВ1 в соответствии с размерами полумуфты.
Известно, что вращающий момент на быстроходном валу редуктора T1 = 126,4 Нм, диаметр вала электродвигателя dдв = 48мм.
В качестве соединительной муфты выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 (таблица 10.1 [3]).
Поскольку эта муфта допускает сочетание полумуфт разных типов и исполнений, то выбираем цилиндрическую форму входного конца быстроходного вала редуктора.
Определяем расчетный момент Tр = к T1 ,где к - коэффициент режима работы (для приводов конвейеров принимают к = 1,1…1,4).
Тр = 1,25 126,4 = 158 Нм.
Окончательно выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 710-45-I.1-48-I.1 ГОСТ 21424-75. При этом значение расчетного момента Тр=158 Нм значительно меньше величины номинального вращающего момента 710 Нм, который может передавать муфта. Это обеспечит ее работу с запасом прочности. Чтобы чрезмерно не увеличивать размеры и вес быстроходного вала редуктора, примем диаметр его входного конца минимально возможным, т.е. увеличим его предварительное значение с dВ1=30,3 мм до dВ1=45мм. По таблице 10.1 [3] принимаем длину входного участка быстроходного вала (для исполнения 1) lВ1=110мм.
Диаметр вала в месте посадки подшипника dП1 = dВ1+2tцил , где tцил = 4 мм (таблица 8.3 [3]).
dП1=45+24=53 мм. Значение dП1 округляет до числа, кратного 5: dП1=55мм.
Диаметр буртика подшипника
dБП1= dП1 + 3r = 55 + 3 3 = 64мм (величина r=3мм взята из таблицы 8.3 [3]); принимаем dБП1= 65мм.
Длина посадочного участка вала под подшипник со стороны входного конца:
?П1 1,4 dП1 = 1,4 55 = 77мм. По таблице 1.1 [3] округляем ?П1 до 80мм.
Проектировочный расчет промежуточного вала
Предварительное значение диаметра вала под колесо
dК2= , где Т2 = 417,5 Нм; [K]= 10…15 МПа.
dК2= мм; dК2= 55мм (Таблица 1.1 [3]).
Примем диаметр промежуточного вала в месте посадки подшипника
dП2 = dК2 = 55мм. Предварительное значение диаметра буртика подшипника промежуточного вала dБП2 = dП2 + 3r = 55 + 3 3 = 64мм; dБП2 = 65мм.
Проектировочный расчет тихоходного вала
Предварительное значение диаметра выходного конца тихоходного вала:
dВ3 = , где Т3= 1102,3 Нм; к = 20…25 МПа;
dВ3 = мм; dВ3=60мм; ?В3=105мм (таблица 8.1 [3]);
dП3 = dВ3 +2 tцил = 60 + 2 3,5 = 67мм; dП3 = 70мм.
dБП3 = dП3 + 3 r = 70 + 3 3 = 79мм; dБП3 = 80мм. dК3 = dП3 = 70мм.
lП3 = 1,2 dБП3 = 1,2 70 = 84мм. Округляем lП3 до 85мм.
Выбор конструктивной формы колес и расчет элементов корпуса редуктора
Форма зубчатых колес зависит от типа производства и схемы редуктора. В единичном или мелкосерийном производстве при изготовлении цилиндрических колес длину ступицы ?ст посадочного отверстия колеса желательно принимать равной или больше ширины b2 зубчатого венца(?ст b2). Принятую длину ступицы согласуют с диаметром посадочного отверстия dК2 (dК3):
?ст = (0,8…1,5) dК2, обычно ?ст = (1,0…1,2) dК2.
При ?ст>b2 выступающую часть ступицы располагают по направлению действия осевой силы в зацеплении. Диаметр ступицы для стали: dст=(1,5…1,55)dК .
Рассчитаем размеры ступицы:
для промежуточного вала: ?ст2 = (0,8…1,5) 55=44…82,5мм >b2 =42 мм. Примем ?ст2 = 56мм; dст2=(1,5…1,55)55 = 82,5…85,3 мм. Примем dст2=85 мм;
для выходного вала: ?ст3 = (0,8…1,5) 70=56…105мм. Примем ?ст3 = b4 = 90мм; dст2=(1,5…1,55)70 = 105…108,5 мм. Примем dст2=105 мм;
По рекомендациям из 1 толщина стенки корпуса:
= 1,12 = 1,12 мм; = 7мм ( 6мм).
Внутренний зазор корпуса х = (1,1…1,2) = 7,7…8,4 мм. Примем х=8мм.
Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса b0 4х; b0 = 32мм.
Рисунок 3 - Эскизный проект редуктора
Предварительно выбираем шариковые радиальные подшипники легкой серии (таблица 9.3 [3])
|
Обозначение подшипника |
Размеры, мм |
Грузоподъем-ность, кН |
|||||
|
d |
D |
B |
Cг |
C0г |
|||
|
Быстроходного вала |
211 |
55 |
100 |
21 |
43,6 |
25 |
|
|
Промежуточного вала |
211 |
55 |
100 |
21 |
43,6 |
25 |
|
|
Тихоходного вала |
214 |
70 |
125 |
24 |
61,8 |
37,5 |
Проверка конструктивных ограничений
Определим условие размещения подшипников валов тихоходной ступени
а2 (D2 + D3) /2 +ДПТ, где ДПТ =2 = 2мм
а2 = 220 > (100 + 125) / 2 + 20,8 = 133,3мм - условие выполняется.
Условие размещения колеса быстроходной ступени:
а1 (D1 + D2) /2 +ДПБ, где ДПБ =2 = 2мм.
2 + 140 > (100 + 100) / 14,9 = 114,9мм - условие выполняется.
Смазка подшипников
При окружной скорости вращения V = 1,8 м/с > 1 м/с подшипники качения смазывают брызгами масла, залитого в редуктор для смазки передач.
Эскизный проект приведен на рисунке 3.
1.9 Расчет шпоночных соединений
Расчет быстроходного вала: по таблице 7.2 [3] для dВ1 = 45 мм принимаем параметры шпонки b = 14 мм; h = 9 мм; t1 = 5,5 мм; t2 = 3,8 мм. Предварительная длина шпонки ? = ?В1 - (5…10) мм = 100…105 мм. Из таблицы 7.2 [3] ? = 100мм. Принимаем ?р = ? - b =100 - 14 = 86 мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 149100 ГОСТ 23360 - 78».
Условие прочности на смятие:
СМ = СМ, где СМ = 110…190 МПа.
СМ = МПа < СМ, следовательно, шпонка выбрана правильно.
Для промежуточного вала при dК2 = 55 мм параметры шпонки: b = 16 мм; h = 10 мм; t1 = 6 мм; t2 = 4,3 мм. Предварительная длина шпонки ? = ?ст2 - (5…10) мм = 46…51мм. По таблице 7.2 [3] ? =50мм. Принимаем ?р = ? - b = 50 - 16 = 34мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 161050 ГОСТ 23360 - 78».
СМ = =
Для выходного вала при dВ3= 60 мм, параметры шпонки b =18мм; h =11мм; t1= 7мм; t2= 4,4мм. Предварительная длина шпонки ? = ?В3 - (5…10) мм = 95…100. По таблице 7.2 [3] ? = 100 мм. Принимаем ?р = ? - b = 100 - 18 = 82мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 1811100 ГОСТ 23360 - 78».
СМ =
при dК3 = 70мм параметры шпонки: b = 20мм; h = 12мм; t1 = 7,5мм; t2 = 4,9мм. Предварительная длина шпонки ? = b4 - (5…10) мм = 80…85 мм. Из таблицы 7.2 [3] находим: ? = 80мм. Принимаем ?р = l - b =80 - 20 = 60мм.
Обозначение шпонки: «Шпонка 201280 ГОСТ 23360 - 78».
СМ =
Можно сделать вывод, что прочность шпонок обеспечивается.
1.10 Проверочный расчет валов
После установления в проектируемом приводе конструкции валов, размеров и схемы нагружения производят проверочный расчет на усталостную прочность. Порядок расчета следующий: составить расчетную схему, определить реакции опор, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов, установить «опасные» сечения, подлежащие проверке на прочность, для каждого сечения определить расчетные коэффициенты запаса прочности S и сравнить их с допускаемыми значениями [S] 1,5…2.
S = [S] (формула 15.3,[2]),
где S и S - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям соответственно.
S = , S=(формула 15.4,[2]),
где а, m и а, m - амплитуды и средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений; и - коэффициенты, учитывающие влияние среднего значения напряжения циклов нормальных и касательных напряжений на усталостную прочность вала.
Расчет тихоходного вала
Определение реакций опор
Ft4 =6889,4 H; Fr4 =2507,7H;
FM2 = 250 = 250 Н - окружная сила муфты [2].
Расстояния между точками приложения сил (см. рисунок 4):
?7 = 136мм; ?8 = 7мм; ?9 = 138мм.
Рассмотрим реакции от сил Ft4 , Fr4 , и FM2 , действующих:
а) в вертикальной плоскости:
? МE = 0; RFY(?9 + ?8) - Fr4?9 = 0; RFY = 1663,8 Н.
? МF = 0; REY(?9 + ?8) Fг4?8 = 0; REY = 843,9 Н.
? RY = 0;
Проверим правильность расчетов:
REY + Fr4 RFY = 0; -843,9 + 2507,7 - 1663,8 = 0;
б) в горизонтальной плоскости:
? МE = 0;
- Ft4 ?9 - RFХ(?9 + ?8) + FM2(?9 + ?8 + ?7) = 0. RFХ = 9156,1 H.
? МF = 0; - REХ(?9 + ?8) + Ft4?8 + FМ2?7 = 0; REХ = 7745,5 Н.
? RХ = 0;
REХ - Ft4 + RFХ + FM2 = 0; 7745,5 - 6889,4 - 9156,1 + 8300 = 0.
Определение суммарных реакций опор
RF = H.
RE = H.
Рисунок 4 - Схема нагружения выходного вала и эпюры моментов
Определение запаса сопротивления усталости
Для тихоходного вала предполагаемым опасным сечением считаем С - С под колесом (концентрация напряжений от шпоночного паза).
Для С - С изгибающий момент равен:
МС-С = Нм,
где M(C-C)X = REX ?9 = 7745,5 0,138 =1068,9 Нм; M(C-C)Y = REY ?9 = 116,9 Нм.
Крутящий момент ТС-С = 1102,3 103 Нмм.
Материал вала: выбираем сталь 40Х улучшенную, В=850МПа, T=550МПа (таблица 4.1 [3]). Предел выносливости по нормальным напряжениям:
-1 = (0,4…0,5)в = 0,45 850 = 382 МПа (формула 15.7, [2]).
Предел выносливости по касательным напряжениям:
-1 (0,2…0,3)в 0,58 -1= 0,58 382 =212 МПа (формула 15.7, [2]).
Напряжение изгиба
a = Ми / Wи = МС-С / Wи ,
где Wи = d3/32 - b t1 (d - t1)2/2d - момент сопротивления сечения изгибу (таблица 8.20 [3]).
Wи = 703 / 32 - 20 7,5 (70 - 7,5)2 / (2 70) = 29471,6 мм3.
a = 1075200 / 29471,6 = 36,5 МПа.
Напряжение кручения:
= ТC-C / Wк ,
где Wк = d3/16 - b t1 (d - t1)2/2d - момент сопротивления сечения кручению (таблица 8.20 [3]).
Wк = 63128,45 мм3, b = 20мм, t1 = 7,5мм. (см. раздел 1.9)
= 1102300 /63128,45 = 17,46 МПа.
S = ,
где К = 1,8 (таблица 8.13 [3]) эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе;
К = 1,7 (таблица 8.13 [3]) эффективный коэффициент концентрации напряжения при кручении для шпоночного паза;
Кd =0,67 (таблица 8.15 [3]) - масштабный фактор при dК3 = 70мм;
КF = 1 (таблица 8.18 [3] для шлифованного вала) - фактор шероховатости;
= 0,15, = 0,1 для легированных сталей (таблица 8.19 [3]) коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.
По рекомендации ([2], формула 15.5) принимаем:
m = 0; а = и = 36,5 МПа; m = а = 0,5 = 0,5 17,46 = 8,73 МПа.
S =
S = .
S = [S].
По полученным результатам можно сделать вывод, что запасы прочности валa в опасном сечении достаточны.
1.11 Расчет подшипников качения
Предварительный выбор подшипников качения был произведен в разделе 1.8.
Выбор подшипников выходного вала на заданный ресурс и надежность
Расчетную долговечность подшипника Lh, в часах, при частоте вращения n (мин-1), определяют по его динамической грузоподъемности С, указанной в каталоге и эквивалентной нагрузке РE по формуле:
Lh = [Lh] (формула 16.28, [2]),
где a1 - коэффициент надежности; примем а1= 1 - таблица 9.12 [3];
a2 - обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации; а2 = 0,7…0,8 (примем а2 = 0,75) согласно таблицы 9.12 [3];
РE = (XVFr + YRa) KKT (формула 16.29, [2]),
где Fr радиальная нагрузка, действующая на подшипник;
m = 3 для шариковых подшипников;
Rа осевая нагрузка;
V коэффициент вращения (при вращении внутреннего кольца подшипника V=1);
Х коэффициент радиальной нагрузки;
Y коэффициент осевой нагрузки;
К коэффициент безопасности (К = 1,3 из таблицы 9.1 [3]);
КТ температурный коэффициент (для редукторов общего назначения, работающих при t 100 С, принимаем КТ = 1 из таблицы 9.2 [3]).
Предварительно выбран подшипник шариковый радиальный 214.
Исходные данные:
динамическая грузоподъемность Cr = 61,8 кН;
статическая грузоподъемность C0r = 37,5 кН;
Х = 1;
Fr1 = RE = 7791 H; Fr2 = RF = 8306 H (см. разд. 1.10).
Расчет проводим по более нагруженному подшипнику F, так как Ra= 0, то
PE = X V Fr Kб KT = 1 1 8306 1.3 1 = 10798 H.
Lh = [Lh]=20000ч;
Ресурс подшипника обеспечен.
1.12 Смазка редуктора
В основном все расчеты, приведенные ниже, изложены в [1].
По рекомендации для цилиндрического двухступенчатого редуктора при V > 1 м/с в масляную ванну достаточно погрузить колесо тихоходной ступени, в противном случае в масло должны быть погружены колеса обеих ступеней.
Для смазывания передач применим картерное смазывание, рекомендованное при окружной скорости колес от 0,3 до 12 м/с. В нашем случае V = 1,8 м/с.
Марку масла будем определять в зависимости от V и Н = 498,6 МПа.
По таблице 13.2 [3] при Н < 600 МПа и V = 1,8 м/с 2 м/с примем рекомендуемую кинематическую вязкость равной 34 мм2/с. По таблице 13.3 [3] выберем марку масла И-Г-А-32.
Предварительно определим минимальный объем масла, необходимый для охлаждения передачи: V (0,4…0,6)Рвых= 4,9…7,3 л .
Рассчитаем объем, который необходим для погружения в масло колеса тихоходной ступени: V = hм S,
где S - площадь основания редуктора (S = L B, где L и B - длина и ширина редуктора), hм - высота уровня масла
S = L B = 5,6 2,12= 11,9 дм2 (из эскизного проекта - рисунок 3).
Исходя из условия погружения в масло цилиндрических колес
hм b0 + (hMmin … hMmax) = 32 +(8…80) = 40…112 мм,
где hMmin = 2m = 2 4 = 8 мм;
hMmax = 0,25 d4 = 0,25 320 = 80 мм.
V = hм S = (40 … 112) 10-2 11,9= 4,8 … 13,3 л.
Oкончательно принимаем нужный объем масла 4,9 л.
1.13 Ориентировочные размеры корпусных деталей
|
Элементы корпуса |
Расчетные зависимости |
|
|
Толщина стенки корпуса |
=1,126мм. =1,12= 6,45мм, принимаем = 7 мм |
|
|
Толщина стенки крышки корпуса |
1 0,9 6 мм; 1 = 7 мм |
|
|
Толщина ребра в основании |
реб = = 7 мм |
|
|
Толщина подъемного уха в основании |
у = 2,5 = 2,5 7 = 17,5 мм |
|
|
Диаметр стяжного болта |
d =1,25 =1,25 = 12,88 мм; примем d = 16 мм. |
|
|
Диаметр штифтов |
dшт = (0,7…0,8)d =0,8 16 = 12 мм |
|
|
Толщина фланца по разъему |
b = 1,5 = 1,5 7 = 10 мм. [1] |
|
|
Диаметр фундаментного болта |
dК 1,25d = 1,25 16 = 20 мм |
|
|
Число фундаментных болтов |
z = 4 при а = 220 мм 315 мм [1] |
2. РАСЧЕТ ПРИВОДА С КОНИЧЕСКИМ РЕДУКТОРОМ
Техническое задание
Спроектировать привод, включающий электродвигатель, ременную передачу, редуктор и муфту (рисунок 5).
Данные для проектирования:
Рисунок 5
Исходные данные:
снимаемая мощность, кВт Р3 = 5;
частота вращения, мин-1, n3 = 200;
срок службы, тыс. час., t = 16;
типы передач: ременная - клиноременная;
редуктор: - конический прямозубый;
2.1 Выбор электродвигателя
Методика выбора электродвигателя изложена в разделе 1.1. Проведя аналогичные вычисления, получим Ртр =5,49 кВт. Выберем двигатель 4А132S6 мощностью Рдв =5,5 кВт, частотой вращения nдв = 965 мин-1.
Определяем передаточное число привода и его ступеней:
· передаточное число привода
U0 = nдв / n3 = 965 / 200 = 4,83;
· выберем предварительно передаточное число клиноременной передачи U'крп=2,5;
· Тогда U'ред = U0 / U'крп = 4,83 / 2,5 = 1,9.
Примечание. После расчёта клиноременной передачи, т.е. определения фактического передаточного числа Uкрп ф , необходимо будет определить расчетное передаточное число редуктора Uред.
2.2 Расчет клиноременной передачи
Выбираем клиноременную передачу с нормальными (обычными) ремнями.
Расчёт передачи проводим по методике ГОСТа 1284.3-80, изложенной в [2].
Исходными данными являются:
Р1 = Pтр = 5,49 кВт; n1 = nдв = 965мин-1; U' крп = 2,5.
Исходя из передаваемой мощности P1 и частоты вращения ведущего шкива n1 согласно рисунка 2.1 [3], выбираем ремень сечения В(Б). Из таблицы 2.1 [3] выписываем параметры сечения:
b0=17мм; bр =14мм; h =10,5 мм; Lp =800…6300 мм; dрmin =125 мм; A=138мм2.
Для уменьшения количества ремней и увеличения их долговечности принимаем dР1 на одно-два фиксированных значения больше dРmin. Принимаем по рис. 2.6 [3] dР1=140мм и, с учётом n1=965мин-1, Р0 =2кВт.
Определение расчётного диаметра ведомого шкива
Определяем предварительное значение диаметра ведомого шкива
d'Р2=dР1·U'крп·(1-), где =0,015...0,02-коэффициент упругого скольжения.
d'Р2 = 140 2,5 ( 1- 0,015) = 344,8мм.
Принимаем dР2 = 355мм, которое является ближайшим из ряда стандартных расчётных диаметров - таблица 2.4 [3].
Уточним передаточное число передачи (фактическое)
Uкрп ф = dР2 / (dР1 · (1 - )) = 355 / ( 140 ( 1- 0,015)) = 2,57;
частота вращения ведомого шкива
n2ф = n1 / Uкрп ф = 965 / 2,57 = 375,5 мин-1.
Расчёт геометрических параметров передачи
Предварительное значение межосевого расстояния а' вычисляем по таблице 2.6 [3] в зависимости от Uкрп ф. Методом интерполяции получаем
а' = 1,1 · dР2 = 1,1 355 = 390,5 мм.
Предварительное значение длины ремня:
L'Р = 2 · а' + 0,5 · р · (dР2 + dР1) + (dР2 - dР1)2 / (4 · a') = 2 390,5 +
+0,5 (355 + 140) + ( 355 - 140 )2 / ( 4 390,5) = 1588мм.
Полученное значение округляем до ближайшего из стандартного ряда (примечание к таблице 2.1 [3]). Принимаем LР = 1600мм.
Уточняем межосевое расстояние:
= мм.
Полученное значение сравниваем с предельным по формуле 12.29:
2 · (dР2 + dР1) ? а ? 0,55 · (dР2 + dР1) + h.
Получаем, что 2( 355 + 140) > 397 >0,55(355 + 140) + 10,5 или 990 > 397 > 272, т.е. условие выполняется.
Рассчитываем угол обхвата ремнём ведущего шкива
б1 = 1800 - ((dР2 - dР1) / a) · 570 ? 1200.
Получаем: б1 = 180 - ((355 - 140) / 397) 57 = 149 > 1200, т.е. условие выполняется.
Проверяем ремень на долговечность, определяя частоту пробегов ремня:
U = v1 / LР ? [U],
где [U] - допускаемое число пробегов, с-1;
v1 - окружная скорость ведущей ветви ремня, м/с;
LР - длина ремня в м.
Принимаем [U] = 10…20 с-1 (формула 12.21).
Рассчитываем v1 = (р · dР1 · n1) / 60 = ( 140 10-3 965)/ 60 = 7,1 м/с.
Тогда U = 7,1 /1,6 = 4,4 < 20, т.е. необходимое условие выполняется.
По формуле (12.28) мощность, передаваемая одним ремнем, равна:
Рр = Ро · Сб · СL · Сu / Ср,
где Сб = 0,92 - коэффициент угла обхвата для б = 1490 - таблица 2.5 [3];
CL = 0,96 - коэффициент длины ремня для LР = 1600мм - рисунок 2.7 [3];
Сu = 1,137 - коэффициент передаточного числа для Uкрп ф = 2,57 - рисунок 2.9 [3];
Ср = 1,3 - коэффициент режима нагрузки с умеренными колебаниями - таблица 2.7 [3].
Тогда Рр = 2 0,92 0.96 1,137 / 1,3 = 1,54 кВт.
Количество ремней передачи:
Z = P1 / (Рр · Сz) ? 6(8),
где Cz - коэффициент числа ремней.
Исходя из ранее полученных значений Р1 и Рр, предварительно принимаем
Z = 4, тогда Cz = 0,9 - таблица 2.8 [3].
Получаем Z = 5,49 / (1,54 0,9) = 3,96.
Окончательно принимаем Z = 4.
Сила давления на валы передачи
Определяем силу, действующую на вал в динамическом состоянии передачи:
где F0 - сила предварительного натяжения одного ремня без учета влияния центробежных сил.
F0(0,85·P1 ·Ср ·CL) / (z ·V1 ·C ·Cu) = (0,85·5,491031,30.96) /
/(47,10,92 1,137) = 182 Н (формула 12.32).
Тогда Fr = 2 182 4 Sin(149/2) = 1403 Н.
Ресурс наработки ремней: Т = Тср · К1 · К2 ,
где Тср - средний ресурс; К1 - коэффициент режима нагрузки;
К2 - коэффициент климатических условий.
Согласно с. 273...274 Tсp = 2000 ч; К1 = 1 для умеренных колебаний; К2 = 1 - для центральной климатической зоны.
В этом случае Т = 2000 ·1 ·1 = 2000 ч. Число комплектов ремней на заданный ресурс К = t / Т = 16000 / 2000 = 8.
Принимаем 8 комплектов ремней.
Размеры шкивов определяем по рисунку 2.10 и таблице 2.9 [3]. Для сечения ремня В(Б) принимаем значения: t=4,2мм; lp=14мм; р = 19мм; f = 12,5мм, h = 10,8мм.
Ширина шкива
В = (Z - 1) · p + 2 · f = (4 - 1) 19 + 2 12,5 = 82мм [3].
2.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Расчётное передаточное число редуктора
Uред = U'кон =U0 /Uкрп ф=4,83 / 2,57 = 1,88.
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв / Uкрп ф = 965 / 2,57 = 375,5 мин-1;
nвых = nвх / Uред = 375,5 / 1,88 = 199,7 мин-1;
Проверим разницу между расчётной частотой вращения nвых и заданной n3:
= ((nвых - n3) / n3) ·100% =(200 - 199,7)/200100%=0,15%,
что меньше допустимых 4%.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · крп ·м = 5,49 0,95 0,98 = 5,2 кВт;
Рвых = Pвх · кон · пк = 5,2 0,96 0,99 = 5 кВт;
P3 = Pвых · пк = 5 0,99 = 4,95 кВт,
что соответствует исходным данным.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 5,2 / 375,5 = 132 H·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 5 / 199,7 = 239 Н·м.
2.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для ступеней редуктора
Редуктор состоит из конической прямозубой передачи. Для изготовления колеса и шестерни выбираем сталь 40Х и назначаем термообработку «улучшение». По методике, изложенной в разделе 1.4, получим допускаемые контактные напряжения для передачи: [H] = 509 МПа. Аналогично вычислим допускаемые напряжения изгиба: [F]1 = 278 МПа; [F]2= 252 МПа, а также предельно допускаемые напряжения: [H]max =1540 МПа; [F]max =671 МПа.
2.5 Расчет конической прямозубой ступени редуктора
Расчет конической передачи проводим в основном по [2].
Определение геометрических параметров передачи
Внешний делительный диаметр конического колеса
(формула 8.45)
где Н - коэффициент вида конических колёс (для прямозубых Н=0,85 - с. 154);
Т2=Твых, Н·мм;
U=Uкон=U ред= 1,88.
Согласно рисунка 5.1б [3] для кривой "1р" и (Kbе·U)/(2-Kbе) =
=(0,285 1,88) / (2 - 0,285) = 0,31; КН = 1,026.
Получаем, что
мм.
Углы делительных конусов:
колеса 2=arctg(U)=arctg(1,88)= 62,1 ;
шестерни 1=90-2=90°- 62.1= 27,9.
Внешнее конусное расстояние
Re=de2/(2·sin(2))= 220/(2·sin(62.1))= 125мм.
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса
b=0,285·Re=0,285· 125 = 35,5мм.
Средний делительный диаметр шестерни
dm1=de1·(Re-0,5·b)/Re,
где de1=de2/Uкон= 220/ 1,88 = 117мм. Получаем, что
dm1= 117 (125 - 0,5 35,5) / 125 = 100мм.
Число зубьев шестерни и колеса
По рисунку 5.2а [3] находим величину Z1=23, и далее, для Н2350 НВ определим по таблице 5.1 [3] Z1= 1,6 ·Z1= 1,6 23 = 36,8.
Полученное значение округляем в ближайшую сторону, т.е. Z1= 37.
Из условия уменьшения шума и отсутствия подрезания зубьев для прямозубых конических колес рекомендуется принимать Z118 (таблица 5.5 [3]). Следовательно, величина Z1= 37 приемлема.
Число зубьев колеса Z2=Z1·Uкон= 37 1,88 = 69,6. Принимаем Z2= 70.
Фактическое передаточное число передачи
Uкон ф=Z2/Z1= 70 / 37 = 1,89.
Отклонение фактического передаточного числа от расчётного составляет
...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
