Проектирование цилиндрического редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование цилиндрического редуктора

Введение

Редуктор - это механизм для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Механизм, совершающий обратное преобразование, называют ускорителем, или мультипликатором. При частоте вращения быстроходного вала n<3000 (1/мин) эти механизмы конструктивно однотипны.

Редуктор - законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или упругими разъёмными элементами. Это принципиально отличает его от зубчатой передачи, встраиваемой в исполнительный механизм. В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закреплённые на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёзда корпуса (в основном используют подшипники качения). Подшипники скольжения применяют в случаях, когда редуктору предъявляют повышенные требования по уровню вибрации и шума, при очень высоких частотах вращения или в случае отсутствия подшипника качения нужного размера.

Разнообразие редукторов велико. Ориентироваться в многообразии редукторов поможет классификация их по типам, типоразмерам и исполнениям.

Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному валу и положением осей зубчатых колёс в пространстве.

Наиболее распространены редукторы с валами, расположенными в горизонтальной плоскости. Типоразмер редуктора складывается из типа и главного параметра тихоходной ступени. Для цилиндрических передач, глобоидной и червячной главным параметром является расстояние между осями деталей, передающих вращающий момент; планетарной - радиус водила, конической - диаметр основания делительного конуса колеса, волновой - внутренний посадочный диаметр гибкого колеса, находящегося в недеформированном состоянии, совпадающий с наружным посадочным диаметром гибкого подшипника, если он применяется. Под исполнением понимают передаточное отношение, вариант сборки и формы концов валов. Если изменится корпус, то изменится и тип редуктора.

Основная энергетическая характеристика редуктора - номинальный момент T, представляющий собой допускаемый крутящий момент на его тихоходном валу при постоянной нагрузке и при числе циклов зубчатого колеса, равном его базе контактных напряжений. В расчётах на прочность не следует использовать мощность, так как она не определяет нагруженности деталей. Критерием технического уровня служит относительная масса. Относительная масса почти не зависит от частоты вращения валов и сравнительно мало меняется в зависимости от типа и размера редуктора.

Основной путь улучшения технического уровня редуктора - - повышение твёрдости рабочих поверхностей зубьев. С ростом технического уровня увеличивается себестоимость 1кг массы редуктора, которая при прочих равных условиях зависит от серийности. Окончательный экономический критерий - относительная себестоимость. Индивидуальный редуктор дешевле сделать с зубьями средней твёрдости, чем высокой.

1. Техническое задание

привод передача редуктор

Спроектировать привод к цепному ленточному конвейеру, задание 5, вариант 2, при следующих исходных данных:

- шаг цепи конвейера: P_ПЦ = 101,8 мм;

- усилие на цепи конвейера: F = 5 кН;

- скорость цепи конвейера: V = 0,6 м/с;

- число зубьев звездочки конвейера: z = 8;

- коэффициент использования суточный: K_C = 0,7;

- коэффициент использования годовой: K_Г = 0,7.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода и график нагрузки.

2. Кинематический и силовой расчет привода

Матрица силовых характеристик привода

	P, кВт	Т, кН*м	n, об/мин	U	з,%
1	3,35	36,3	950	5	0,94
2	3,16	70,4	190	4	0,95
3	3	648	48	20	0,89

Определение мощности на выходном валу привода

P₃=F*V=5*0,6=3 кВт

F - Усилие на цепи, 5кН

V - Скорость цепи, 0.6 м/с

определение КПД валов привода

з₁= з_муфты*з_{пары подшипников} *з_{косозубой передачи}*з_{пары подшипников}= =0,99*0,99*0,97*0,99=0,94

з₂= з _{зубчатой передачи} * з _{пары подшипников} *з_муфты=0,97*0,99*0,99=0,95

Определение мощности на валах

P₂=P₃: з₂=3 : 0,95= 3155 Вт=3,16кВт

P₁=P₃: з₃=3:0,89=3352 Вт=3,35 кВт

Определение момент на третьем валу

T₃ = = = 648 Н*м

F- Усилие на цепи, 5 кН

z- число зубьев звездочки конвейера, 8

P_шаг- Шаг цепи конвейера, 0.1018 м

Определяем расчетную частоту вращения третьего (выходного) вала:

n₃=n_вых= = = 49,4 = 50 об/мин

P₁- Мощность на первом валу(входном), 3353,1 Вт

T₃- Момент на третьем валу (выходном), 648 Н*м

Выбор электродвигателя

Согласно полученным результатам выбираем асинхронный двигатель 4А112МВ6УЗ

Р_дв.=4 кВт n_дв.=1000 об/мин n₁ = n_ном=950 об/мин S= 5.26%

Кинематический расчет привода:

Находим передаточное отношение привода по ГОСТ 2185-66

U₃ = == 19 = 20

Производим разбивку передаточного числа с учетом допускаемого диапазона передачи

U₁=4 U₂=5 U₃=U₁*U₂=4*5=20

Найдем частоту вращения второго вала

n₂= = = 190 об/мин

Найдем частоту вращения третьего вала

n₃= = = 47,5 = 48 об/мин

Определяем крутящие моменты валов:

T₂= = =170.4 Н*м

T₁= = =36.3 Н*м

4. Расчет косозубой передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА:

-крутящий момент на шестерне 5G1= 36,3 Н•м;

-крутящий момент на колесе 5G2= 170,4 Н•м;

-частота вращения шестерни 5[₁= 190 об/мин;

-передаточное число косозубой передачи U=5

-срок службы передачи 5?_h=5 лет

-коэффициент годового использования К_г=0.7

-коэффициент суточного использования К_с= 0.7

Расчет времени работы передачи.

t=t_г(лет)*365(дней)*24(часов)*К_Г*К_С=5*365*24*0,7*0,7=21462 часа

Выбор материала. Определение допускаемых напряжений

Для колеса косозубой передачи в качестве материала применяем Сталь 40ХН (Улучшенную НВ=300) Для шестерни принимаем поверхностную закалку до твердости HRC=45 c целью использования головочного эффекта, дающего более высокую нагрузочную способность. В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность

Рисунок 1. Гистограмма нагружения

Расчет допускаемых усталостных контактных напряжений зубчатого колеса

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.



где Z_R =1- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (табл. 1.3).

Z_V =1- коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость передачи.

S_H =1,2- коэффициент запаса прочности.

Z_N - коэффициент долговечности

где m=6.

N_HG= (HB)³ - базовое число циклов

Условие( N_HG 1210⁷ )

Для шестерни:

( HRC=45)равно (HB=430)

N_HG1 =(430)³= 79507000 1210⁷ ,

Для колеса:

N_HG2 =(300)³ = 27000000 1210⁷ .

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом `1' , а относящиеся к колесу - индексом `2'

N_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H = 60950214620,65= 795167100=7.95*10⁸,

где:

N_HE2 - Эквивалентное число циклов колеса

N_HE2= = = 198791775=1.98*10⁸

- предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG.

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для шестерни:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Для расчета косозубых передач в качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимается

[]_H=0,45*() = 0,45*(791,7+558,3)=607,5 МПа

При этом должно соблюдаться условие:

 (558,3 < 607,5 < 669,9 )МПа

Выбор расчетных коэффициентов

Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчетов выбирается из интервала

К_Н=1,3…1,5

Для косозубых передач К_Н берется меньше из-за большей плавности работы и, следовательно, меньшей динамической нагрузки.

К_Н=1,3

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса. Для многоступенчатых редукторов рекомендуемые значения _а=0,315…0,4, выбираем _а=0,4

Проектный расчет передачи.

Определение межосевого расстояния.

a_W = K_A*(U+1)* = 410*(5+1)* = 98.4 =100 мм

где K_A- числовой коэффициент для косозубой передачи, 410

T₁-момент на валу шестерни, 36.3 кH

-допускаемое контактное напряжение, необходимое для реализации головочного эффекта, 607,5 МПа

Выбор нормального модуля:

m_n=(0.01…0.02)*a_W =1 …2 мм. Выбираем m_n= 1,25 (ГОСТ 9563-80)

Выбор числа зубьев:

Z₁= = = 25

a_w- межосевое расстояние, 100

- угол наклона зуба(выбирается из интервала =8..22) , 20

Z₂=Z₁*U=25*5=125

Выбор делительных диаметров:

d₁= = =33.25 мм

d₂= = =166,25 мм

Проверка:

a_w= = = 99,75 мм

Диаметры выступов:

d_a1=d₁+2*m=33.25+2*1,25=35,75мм

d_a2=d₂+2*m=166,25+2*1,25=168,75мм

Диаметры впадин:

d_f1=d₁-2,5*m=33,25-2,5*1,25=30,125 мм

d_f2=d₂-2,5*m=200-2,5*2,5=196,875 мм

Расчетная ширина колеса:

b_w= a_w*_а = 100*0.315 = 31,5мм

Ширина колеса

b=b_w=31,5=32мм

Для косозубой передачи следует сделать проверку ширины по достаточности осевого перекрытия

= = =2,7871,1

Торцевая степень перекрытия

===1,726

Окружная скорость

V = = =1,65м/c

Для передач общего машиностроения, при окружной скорости не более 6м/с для прямозубых, выбирается 8 степень точности.

Проверочные расчеты.

Для проверочных расчетов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

K_H==1,033*1,253*1,07=1.385

K_F==1,064*1,065*1,07=1.212

где K_HV=1,033 и K_FV =1,064- коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они высчитываются методом экстраполяции из таблицы 1.10 методического указания[1]

K_H =1,253 и K_F =1,065- коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

K_H находится интерполяцией из таблицы 1.11[1], а K_F =(0.8…0.85)* K_H 1

K_H =1,07 и K_F =1,07 - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Проверка по контактным напряжениям

= =190*0,726*2,37*= =482.1 МПа < ([]_H =466,6 МПа )

Z_E - коэффициент материала. Для стали Z_E = 190

- коэффициент учета суммарной длины контактных линий

= = =0,761

Z_H - коэффициент формы сопряженных поверхностей. Выбирается из таблицы 1.13 методического указания[1], 2.37

F_t - окружное усилие,

F_t= = = 1452 Н

Отклонение:

= *100%= *100% = 26,011 %

Проверка по усталостным напряжениям изгиба

опускаемые напряжения изгиба

= * Y_R* Y_X* * Y_A* Y_N

Для шестерни:

= * 1* 0,985* 0,918* 1* 1 = 319,14 МПа

Для колеса:

= * 1* 0,994*0,948* 1* 1 = 291,0 МПа

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течение заданного срока службы t и, как следствие, поломки зуба.

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой из таблицы 1.14 [1], 1

Y_X - масштабный фактор таблица 1.14[1],

Для шестерни: Y_X=1.03-0.005*m=1,03-0,005*9=0.985

Для колеса: =1.03-0.006*m=1,03-0,006*6= 0.994

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения таблица 1.14[1] ,

=1,082-0,172*lg(m)=0.948

Для шестерни:

=1,082-0,172*lg(m)=1,082-0,172*lg(9)=0.918

Для колеса:

=1,082-0,172*lg(m)=1,082-0,172*lg(6)=0.948

Y_A - коэффициент реверсивности нагрузки таблица 1.14 [1](для шестерни и колеса), 1

Y_N - коэффициент долговечности.

Y_N=1

Для шестерни: Y_N= = 0.559 Принимаем Y_N = 1

Для колеса:Y_N= = 0.528 Принимаем Y_N =1

N_FG- базовое число циклов (Для стальных зубьев), 4*10⁶

m- степень кривой усталости.

Для шестерни (Для закаленных сталей), 9

Для колеса(Для улучшенных сталей), 6

- эквивалентное число циклов шестерни,

=60*n₁*t*e_F=60*950*21462*0,606= 741340404

e_F= 0,606

- эквивалентное число циклов колеса,

= /U= 741340404/4 = 185335101

S_F - коэффициент запаса прочности, 1.7

и - пределы выносливости зуба, полученные из таблицы 1.15[1], для шестерни и колеса соответственно 600 МПа и 525 МПа

Рабочие напряжения изгиба

=

= =41,89 МПа

= =47,21 МПа

Y_FS-коэффициент формы зуба

Y_FS=3,47 + *X + 0,092*

Y_FS1 = 3,47 + *1 + 0,092*1 = 3,074

Y_FS2 = 3,47 + *1 + 0,092*1 = 3,464

X=1- коэффициент сдвига инструмента

Z_V - эквивалентное число зубьев,

Z_V=

Z_V1=Z₁= 30,129

Z_V2=Z₂= 150,644

-коэффициент перекрытия зубьев в зацеплении

= = = 0,579

-коэффициент угла наклона зуба

= 1- * = 1- * = 0,536

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса или для того, у которого меньше отношение

Для шестерни:

= = 103,82

Для колеса:

= = 84,01

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Для шестерни:

S_FД1= *= *=12,95

Для колеса

S_FД2= *= *=10,478

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность.

[]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

=

Для шестерни: =

Для шестерни: =

- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улуч-шенных и поверхностно упрочнённых зубьев,

5. Расчет прямозубой передачи

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЁТА:

-крутящий момент на шестерне ??1= 170,4 Н•м;

-крутящий момент на колесе ??2= 648 Н•м;

-частота вращения шестерни ??₁=190 об/мин;

-передаточное число косозубой передачи U=4

-срок службы передачи ??_h=5 лет

-коэффициент годового использования К_г=0.7

-коэффициент суточного использования К_с= 0.7

Расчет времени работы передачи:

t=t_г(лет)*365(дней)*24(часов)*К_Г*К_С=5*365*24*0,7*0,7=21462 часа

Выбор материала. Определение допускаемых напряжений для проектного расчета. Для прямозубой передачи можно принять как для шестерни, так и для колеса термообработку-улучшение с разностью твердости 10…20 единиц для обеспечения прирабатываемости.

Выбираем материал 40ХН. Твердость поверхности шестерни НВ=300, колеса НВ=285. В соответствии с выбранным материалом и поверхностной твердостью главным расчетным критерием является контактная прочность



Рисунок 1. Гистограмма нагружения

Расчет допускаемых усталостных контактных напряжений зубчатого колеса

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течение заданного срока службы t.

где Z_R =1- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности (табл. 1.3).

Z_V =1- коэффициент, учитывающий окружную скорость. При заданных значениях частот вращения валов можно предварительно предположить, в каком интервале лежит окружная скорость передачи.

S_H =1,2- коэффициент запаса прочности.

Z_N - коэффициент долговечности

где m=6.

N_HG= (HB)³ - базовое число циклов

Условие( N_HG 1210⁷ )

Для шестерни:

N_HG1 =(260)³= 17576000 1210⁷ ,

Для колеса:

N_HG2 =(245)³ = 14706125 1210⁷ .

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом `1' , а относящиеся к колесу - индексом `2'

N_HE1 - эквивалентное число циклов шестерни

N_HE1 = 60n₁te_H,

,

N_HE1 = 60190214620,65= 159033420=1.59*10⁸

Эквивалентное число циклов колеса

N_HE2= = = 39758355=0.398*10⁸

- предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG.

Расчетные допускаемые контактные напряжения для передачи

Для шестерни:

Для колес с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:

МПа

МПа

Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного для реализации головочного эффекта принимается

[]_H=[]_Hmin=466,6 МПа

Выбор расчетных коэффициентов

Выбор коэффициента нагрузки. Коэффициент нагрузки для предварительных расчетов выбирается из интервала

К_Н=1,3…1,5

Так как зубчатые колеса расположены симметрично относительно опор, К_Н выбирается ближе к нижнему пределу

К_Н=1,3

Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса. Для многоступенчатых редукторов рекомендуемые значения _а=0,315…0,4, выбираем _а=0,315

Проектный расчет передачи.

Определение межосевого расстояния.

a_W = K_A*(U+1)* = 450*(4+1)* = 209.5

=200 мм

где K_A- числовой коэффициент для прямозубой передачи, 450

T₁-момент на валу шестерни, 170.5 кH

-допускаемое контактное напряжение, необходимое для реализации головочного эффекта, 466,6 МПа

Выбор нормального модуля:

m_n=(0.01…0.02)*a_W =2…4мм. Выбираем m_n=4 (ГОСТ 9563-80)

Числа зубьев:

Z₁= = = 20

Z₂=Z₁*U=20*4=80

Делительные диаметры

d₁= = =80 мм

d₂= = =320 мм

Проверка: a_w= = = 200

Диаметры выступов:

d_a1=d₁+2*m=50+2*4=58 мм

d_a2=d₂+2*m=200+2*4=208 мм

Диаметры впадин:

d_f1=d₁-2,5*m=50-2,5*4=40 мм

d_f2=d₂-2,5*m=200-2,5*4=190 мм

Расчетная ширина колеса

b_w= a_w*_а = 200*0.315 = 63 мм

Ширина колеса

b=b_w=64 мм

Торцевая степень перекрытия

===1,68

Окружная скорость

V = = =0,795= 0,8м/c

По окружной скорости выбираем степень точности передачи.

Для передач общего машиностроения при скоростях не более 6м/с для прямозубых выбирается 8 степень точности.

Проверочные расчеты

Для проверочных расчетов как по контактной, так и по изгибной прочности определим коэффициенты нагрузки.

K_H==1,03*1,06*1=1.092

K_F==1,03*1*1=1.03

где K_HV=1,03 и K_FV =1,03- коэффициенты внутренней динамической нагрузки. Они высчитываются методом экстраполяции из таблицы 1.10 методического указания[1]

K_H =1,06 и K_F =1- коэффициенты концентрации нагрузки (неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий).

K_H находится интерполяцией из таблицы 1.11[1], а K_F =(0.8…0.85)* K_H 1

K_H =1 и K_F =1- коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

Проверка по контактным напряжениям

==190*0,879*2,5*= =444.96 МПа < ([]_H =466,6 МПа )

Z_E - коэффициент материала. Для стали Z_E = 190

- коэффициент учета суммарной длины контактных линий

= = =0,879

Z_H - коэффициент формы сопряженных поверхностей. Выбирается из таблицы 1.13 методического указания[1], 2.5

F_t - окружное усилие

F_t= = = 4260 Н

Отклонение:

= *100%= *100% = 4,864 %

Проверка по усталостным напряжениям изгиба

Допускаемые напряжения изгиба

= * Y_R* Y_X* * Y_A* Y_N

Для шестерни:

= * 1* 0,994* 0,948* 1* 1 = 252,2 МПа

Для колеса:

= * 1* 0,994*0,948* 1* 1 = 237,8 МПа

Проверка по этим напряжениям предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течение заданного срока службы t и, как следствие, поломки зуба.

Y_R - коэффициент шероховатости переходной кривой из таблицы 1.14 [1], 1

Y_X - масштабный фактор таблица 1.14[1], Y_X=1.03-0.006*m=0.994

- коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения таблица 1.14[1] ,

=1,082-0,172*lg(m)=0.948

Y_A - коэффициент реверсивности нагрузки таблица 1.14 [1], 1

Y_N - коэффициент долговечности.

Y_N=1

Для шестерни:

Y_N= = 0.547 Принимаем Y_N = 1

Для колеса:

Y_N= = 0.689 Принимаем Y_N =1

N_FG- базовое число циклов (Для стальных зубьев), 4*10⁶

m- степень кривой усталости. (Для улучшенных сталей), 6

- эквивалентное число циклов шестерни,

=60*n₁*t*e_F=60*190*21462*0,606= 148268081

e_F= 0,606

- эквивалентное число циклов колеса,

= /U= 148268081/4 = 37067020

S_F - коэффициент запаса прочности, 1.7

и - пределы выносливости зуба, полученные из таблицы 1.15[1], для шестерни и колеса соответственно 455МПа и 429МПа

Рабочие напряжения изгиба:

=

= =48,45 МПа

= =57,92 МПа

Y_FS-коэффициент формы зуба

Y_FS=3,47 + *X + 0,092*

Y_FS1 = 3,47 + *1 + 0,092*1 = 2,827

Y_FS1 = 3,47 + *1 + 0,092*1 = 3,379

X=1- коэффициент сдвига инструмента

Z_V - эквивалентное число зубьев,

Z_V=

Z_V1=Z₁= 20

Z_V2=Z₂= 80

-коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, 1

-коэффициент угла наклона зуба

= 1- * = 1

Рабочие напряжения определяются для каждого зубчатого колеса

Для шестерни:

= = 82,04

Для колеса:

= = 68,65

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Для шестерни:

S_FД1= *= *=8,849

Для колеса:

S_FД2= *= *=6,979

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность.

[]_Hmax - допускаемые статические контактные напряжения.

Для улучшенных зубьев

Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоев зуба.

Проверка изгибной статической прочности. Проверка делается для шестерни и колеса

=

Для шестерни: =

Для шестерни: =

- допускаемые статические напряжения изгиба. Для улуч-шенных и поверхностно упрочнённых зубьев,

6. Ориентировочный расчет валов

Быстроходный вал.

Входной диаметр:

Входной диаметр согласовываем с диаметром втулочно-пальцевой муфты d = 20 мм.

Промежуточный вал.

Входной диаметр:

Принимаем d = 36 мм.

Тихоходный вал.



Принимаем d = 50 мм.

7. Проектный расчет валов

Рисунок 2. Расчетная схема валов.

Определение сил, действующих на валы:

Силы на входном валу

Рисунок 2.1 Силы на входном валу.

Из условия

Имеем следующие отношения, из которым мы находим реакции опор:

F_T1*38 - R_BX1*155=0 => R_BX1= 556 H

-F_T1*117 + R_AX1*155=0 => R_AX1= 1712H

-F_R1*38 - F_A1*16,63+ R_BY1*155=0 => R_BY1= 291,1 H

F_R1*117 - F_A1*16,63 - R_AY1*155=0 => R_AY1= 534,8 H

где F_T1 - тангенциальная сила, F_T1 =2*М₁/d₁= 2*36.3/0.033 = 2268 H

где M₁- момент на первом валу, 36.3 Н*м

d₁ - делительный диаметр шестерни быстроходной передачи, 0.033м

F_A1-осевая сила, создающая изгибающий момент на валу,

F_A1= F_T1*tg(a) =2268*tg(20^о)=825,8 H

a-Угол наклона зуба, 20^о

F_R1-радиальная сила, создаваемая в зацеплении,

F_R1= F_T1*tg(г) =2268*tg(20^о)=825,8 H

г -Угол зацепления, 20^о

Силы на промежуточном валу

Рисунок 2.2 Силы на промежуточном валу.

Из условия

Имеем следующие отношения, из которым мы находим реакции опор:

-F_T2*38 -F_T3*95+ R_BX2*155=0 => R_BX2= 3160.9 H

F_T3*60 +F_T2*117 - R_AX2*155=0 => R_AX2= 3357.1 H

F_R2*38 + F_A2*83,37 - F_R3*95 + R_BY2*155=0 => R_BY2= 301,5 H

F_R3*60- F_R2*117+ F_A2*83,37 - R_AY2*155=0 => R_AY2= 419,6 H

где F_T2 - тангенциальная сила, F_T2 =2*М₂/d₂= 2*170.4/0.1667 = 2268 H

где M₂- момент на втором валу, 170.4 Н*м

d₂ - делительный диаметр колеса быстроходной передачи, 0.1667м

где F_T3 - тангенциальная сила,

F_T3 =2*М₃/d₃= 2*648/0.04 = 4250 H

где M₃- момент на третьем валу, 648 Н*м

d₃- делительный диаметр колеса быстроходной передачи, 0.04м

F_A2-осевая сила, создающая изгибающий момент на валу,

F_A2= F_T2*tg(a) =2268*tg(20^о)=825,8 H

a-Угол наклона зуба, 20^о

F_R2-радиальная сила, создаваемая в зацеплении,

F_R2= F_T2*tg(г) =2268*tg(20^о)=825,8 H

г -Угол зацепления, 20^о

F_R3-радиальная сила, создаваемая в зацеплении,

F_R3= F_T3*tg(г) =4250*tg(20^о)=1546,9 H

г -Угол зацепления, 20^о

Силы на тихоходном валу:

Рисунок 2.3 Силы на тихоходном валу.

Из условия

Имеем следующие отношения, из которым мы находим реакции опор:

F_T4*95 + R_BX4*155=0 => R_BX4= -2604.8 H

-F_T4*60 - R_AX1*155=0 => R_AX4= -1645.2 H

-F_R4*38 - R_BY4*155=0 => R_BY4= -948,1H

F_R4*117+ R_AY4*155=0 => R_AY4= -598,8 H

где F_T4 - тангенциальная сила, F_T4=2*М₄/d₄= 2*648/0.32 = 4250 H

M₄- момент на третьем валу, 648 Н*м

d₄ - делительный диаметр шестерни быстроходной передачи, 0.32м

F_R4-радиальная сила, создаваемая в зацеплении,

F_R4= F_T4*tg(г) =2268*tg(20^о)=1546,9 H

г -Угол зацепления, 20^о

Построение эпюр валов



Рисунок 3.1 Эпюры входного вала.

Рисунок 3.2 Эпюры промежуточного вала.



Рисунок 3.3 Эпюры выходного вала.

Уточненный расчет валов

Входной вал

Рисунок 4.1 Эскиз входного вала.

где M_экв1=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 36.3 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 0 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 0 Н*м



где M_экв2=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 36.3 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 65 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 20.3 Н*м

d3=d2+5=30мм

Промежуточный вал

Рисунок 4.2 Эскиз промежуточного вала.

где M_экв1=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 170.4 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 127.6 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 16 Н*м



где

M_экв2=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 170.4 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 189.6 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 18.1 Н*м

Тихоходный вал

Рисунок 4.3 Эскиз выходного вала.

где M_экв1=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 170.4 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 0 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 0 Н*м



где M_экв2=

где Т_КР- Крутящий момент на валу, 648 Н*м

М_Х- максимальный изгибающий момент в плоскости XOZ, 156.3 Н*м

М_Y- максимальный изгибающий момент в плоскости YOZ, 56.9 Н*м

d3= d2+5=55+5= 60 мм

d4= d3+4=60+8= 68 мм

Расчет подшипников.

Значения переменных:

X,Y-соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

R_A-Реакция опоры (левого подшипника)

R_B- Реакция опоры (левого подшипника)

F_A-Осевая нагрузка

K_Б- Коэффициент безопасности

K_Т - Температурный коэффициент

C- Допустимая динамическая нагрузка подшипника

Быстроходный вал:

Левый подшипник(A):

Дано: D=62мм; d=25; C=41800 V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=0,213 Y=1 L_h=21462 F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(0,2131793,58+825,8)1 =1207 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

Правый подшипник(B):

Дано: D=62мм; d=25; C=41800 V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=0,213 Y=1 L_h=21462 F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(0,2131793,58+825,8)1 =1207 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

Промежуточный вал:

Левый подшипник(A):

Дано: D=62мм; d=30; C=47300 V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=0,249 Y=1 L_h=21462 F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(0,2493383,2+825,8)1 =1668 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

Правый подшипник(B):

Дано: D=62мм; d=30; C=47300 V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=0,249 Y=1 L_h=21462 F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(0,2493175,3+825,8)1 =1616,5 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

Тихоходный вал:

Левый подшипник(A):

Дано: D=100мм; d=55мм; C=43600Н V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=1 Y=1 L_h=21462ч. F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(1793,6)1 =1750,8 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

Правый подшипник(B):

Дано: D=100мм; d=55мм; C=43600Н V=1 К_Б=1 К_Т=1 Х=1 Y=1 L_h=21462ч. F_A=825,8H

Эквивалентная динамическая грузоподъемность

Р_Э=(XVR_A+YF_A)К_БК_Т =(12772)1 =2772 Н

Расчет ресурса долговечности подшипников

L_h=

Условие долговечности соблюдается

Проводим проверку по требуемой грузоподъемности

С'=

Условие по требуемой грузоподъемности выполняется

8. Выбор и расчет объема смазки

Масло И-Г-А-32, кинематическая вязкость 34 мм²/с

Допустимые уровни погружения колес:

Расчет объема смазкиV_см:

Ширина масляной ванны b=128мм

Высота уровня масла h=104 мм

Длина масляной ванны l=530 мм

Расчет муфты (МУВП)

Для соединения двигателя и редуктора применяем упругую втулочно-пальцевую муфту.

Исходные данные:

T =36,3Нм; P_двиг=4кВт; d_двиг=32мм; d_в=20мм.

Коэффициент

Материал полумуфт - сталь35.

Расчетный момент, нагружающий муфту равен:

Т_к = К·Т = 1,5·36,3Нм = 54,45Нм

где K - режима работы для ленточных конвейеров, 1,5;

T- передаваемый момент, 36,3 Нм

Расчет втулок на смятие поверхности:

Материал втулок - резина;

где l_вт- длина втулки, 26мм;

d_n- диаметр пальца, 15 мм;

z_с - число пальцев, 6;

D₀ - диаметр окружности на которой расположены оси пальцев, 50мм;

[у_см]=2Н/мм²= 2МПа.

Проверка пальцев на изгиб:

Материал пальцев - сталь 45, нормализованная.



где С - зазор между полумуфтами, 3 мм;

,

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Проверка прочности соединения, передающего вращающий момент от двигателя к правой полумуфте

Сечение и длина шпонки мм,

где Т₁-момент на валу двигателя, 36.3 Нм

d_ВД - диаметр вала двигателя, 32

- глубина паза, 6 мм.

Проверка прочности соединения, передающего вращающий момент от левой муфты к быстроходному валу.

Сечение и длина шпонки мм, глубина паза

где Т₁-момент на валу двигателя, 36.3 Нм

d_В1 - диаметр входного вала, 20мм

- глубина паза, 6 мм.

Проверка прочности соединения, передающего вращающий момент от левой муфты к быстроходному валу.

Сечение и длина шпонки мм, глубина паза

где Т₂-момент на промежуточном валу, 170.4 Нм

d_В2 - диаметр входного вала, 36мм

- глубина паза, 6 мм.

Проверка прочности соединения, передающего вращающий момент от зубчатого колеса к тихоходному валу.

Сечение и длина шпонки мм, глубина паза

где Т₂-момент на промежуточном валу, 170.4 Нм

d_В2 - диаметр входного вала, 36мм

- глубина паза, 7 мм.

Список использованных источников

1. С.А. Чернавский: Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1988.

2. М.Н. Иванов. Детали машин. - М.1985.

3. Д.Н. Решетов. Детали машин. - М.1974.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 2/ А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др. - Минск. Высш. шк., 1982.

5. Детали машин: атлас конструкций/ Под. ред. Д.Н. Решетова.- М.: Машиностроение, 1979

Размещено на Allbest.ru

...