Размещено на http://www.allbest.ru/

21

27

Содержание

1. Кинематическая схема механизма

2. Выбор электродвигателя

3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

5. Определение допускаемых напряжений для расчета косозубой цилиндрической передачи редуктора

6.Определение коэффициента нагрузки

7. Определение основных параметров закрытой косозубой цилиндрической передачи

8. Диаметры делительных окружностей

9. Расчёт клиноремённой передачи

10.Определение диаметров валов

11. Выбор подшипников качения

12. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала по динамической грузоподъемности

13. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

14. Выбор и расчет шпоночных соединений

15. Выбор посадок зубчатых колес и подшипников

16. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Литература

1. Кинематическая схема механизма

2. Выбор электродвигателя

Расчет КПД привода:

, где

- КПД клиноременной передачи

- КПД зубчатой передачи

- КПД подшипников

Определение требуемой мощности электродвигателя:



;

Определение частоты вращения приводного вала ленточного конвеера:

;

Принимаем n=77 (oб./мин.)

определение передаточного числа:

Принимаем (по табл. 2.1)

Выбираем двигатель АИР100L6

3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определим мощности:

Определим частоту вращения:

Определим крутящие моменты:

Сводная таблица

Вал	Мощность Р, квт	Частота вращения n, об./мин.	Крутящий момент Т, Н*м
1	2,09	378	52,8
2	2,03	76	255,1
3	2,01	76	252,6

5. Определение допускаемых напряжений для расчета косозубой цилиндрической передачи редуктора

Исходные данные

Материалы и термическая обработка:

Колесо Z₂ Шестерня Z₁

Сталь 40Х, улучшение Сталь 40ХН, улучшение

Передаточное число

Режим нагружения II

Решение

1. Коэффициент приведения для расчетов

на контактную выносливость:

на изгибную выносливость:

2. Числа циклов перемены напряжений соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов

на контактную выносливость:

на изгибную выносливость:

3. Суммарное время работы передачи:

4. Суммарное число циклов перемены напряжений:

5. Эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта

на контактную выносливость:

на изгибную выносливость:

6. Предельные допускаемые напряжения для расчётов на прочность при действии пиковых нагрузок

на контактную прочность:

на изгибную прочность:

7. Допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость:

;

Принимаем меньшее значение

8. Допускаемые напряжения для расчёта на изгибную выносливость:



6.Определение коэффициента нагрузки

1 Коэффициент концентрации нагрузки:

По таблице 5,2

По таблице 5,3

2 Коэффициент динамической нагрузки:

Окружная скорость для внешнего зацепления

м/с

По таблице 5,4

По таблице 5,5 выбираем 8-ую степень точности

По таблице 5,6

По таблице 5,7

При расчете на изгибную выносливость

7. Определение основных параметров закрытой косозубой цилиндрической передачи

1. Предварительное значение межосевого расстояния:

Рекомендуемая степень точности - 8 (табл.5.5)

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 6636-69 из ряда

По рисунку 6,2

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:



Так как Принимаем , а это не желательно для силовых передач, то берем

5 Суммарное число зубьев и угол наклона зуба:

6 Фактическое значение передаточного числа

7 Проверка зубьев на изгибную выносливость

7.1 Зуб колеса



7.2 Зуб шестерни

8. Диаметры делительных окружностей

8.1 Диаметры окружностей вершин зубьев d_a и впадин зубьев d_f:

шестерни



колеса

2 Проверка

3 Силы действующие на зубчатых колес

9. Расчёт клиноремённой передачи

1. Выбор сечения клинового ремня и расчёт диаметра ведущего и ведомого шкивов

По таблице 2 из методички N12 и на основании табл.1 выбираем ремень с сечением А. Ориентировочное определение расчетного диаметра ведущего шкива

по ГОСТу из стандартного ряда выбираем

Окружная скорость на ведущем шкиве:

.

Передаваемая мощность одним ремнем и ориентировочное число ремней.

По рисунку 4

 принимаем

Расчетный диаметр ведомого шкива

2. Межосевое расстояние

3. Предварительная длина ремня

где ;

тогда предварительная длина ремня

мм из стандартного ряда длин ремней выбираем

мм. После определение длины ремня необходимо уточнить межосевое расстояние.

мм

3. Определение мощности передаваемой одним ремнём.

Расчётная мощность передаваемая одним ремнём определяется по зависимости:

кВт где

4. Определение угла обхвата

5. Определение числа ремней

Z_пр=Р₁/Р_р=2,2/1,36=1,62; С_Z=1

Принимаем =2

значит требуемое число ремней равно 2.

6. Сила в передачи;

Сила предварительного натяжения ветви одного ремня.

Суммарная сила действующуя на вал от ремённой передачи;

7. Расчетный ресурс работы ремней

10.Определение диаметров валов

1. Определим диаметр быстроходного вала:

Принимаем:

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем:

2. Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр ступицы:

Принимаем

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

11. Выбор подшипников качения

Для быстроходного вала редуктора выберем радиально-упорные шариковые подшипники 205 ГОСТ 8338-75

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

Частота вращения:.Требуемый ресурс работы: .

Для тихоходного вала редуктора выберем радиально-упорные роликовые конические подшипники 213 ГОСТ 8338-75

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

Частота вращения:. Требуемый ресурс работы:

12. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала по динамической грузоподъемности

Наиболее нагруженными являются подшипника тихоходного вала. Итак для проверки имеем радиально-упорные роликовые конические подшипники 210 ГОСТ 8338-75

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

Частота вращения:. Требуемый ресурс работы:

На подшипник действуют:

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=2.37.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

 или

,

что удовлетворяет требованиям.

13. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Действующие силы:

Размеры вала:

l₁= 31,5 мм = 0,0315 м, l₂ = 58,5 мм = 0,0585 м,

l= 90мм = 0,09 м, h =139 мм = 0,139 м, c=108,5мм.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

Отсюда находим, что у_В = 129.26 Н.

Отсюда находим, что у_А = 240.06 Н.

Выполним проверку:

Уy_k =0,

y_A+y_B-F_R=0,

240 +129 - 369 = 0,

следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

Отсюда находим, что x_B = 355.152 Н.

Отсюда находим, что x_А = 659.568 Н.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: Уx_k = 0,

х_А + х_B -F_t + F_M =0, 660 + 355 -1015+0 = 0 - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:



Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

где S - расчетный коэффициент запаса прочности,

Sу и Sф -коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент, как

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40ХH):

уB= 1000 МПа - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

у-1= 480 МПа и ф-1= 260 МПа - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

шф =0.1, шу =0.15- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации

напряжений,

K_d - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости K_F =1.2.

,

где и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, а и - постоянные составляющие.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним

его с допускаемым:

> [S] = 1,5 - условие выполняется.

14. Выбор и расчет шпоночных соединений

1 Быстроходный вал.

lш= lp+b,

, где

b - ширина шпонки,

h=10 мм - высота шпонки,

b=12 мм

d=35 мм

T=52,8 Н•м

Принимаем

lш= 4+12=16 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=22мм;

2 Тихоходный вал.

h=11 мм - высота шпонки,

b=18 мм

d=59 мм

T=255 Н•м

мм

Принимаем

lш= 6+18=24 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=32мм;

15. Выбор посадок зубчатых колес и подшипников

Стандарт СЭВ рекомендует применять преимущественно посадки колес в системе отверстия и шестерни в системе вала. Применение системы отверстий предпочтительнее, поскольку при этом сокращается номенклатура дорогих инструментов. Систему вала применяют при технологической целесообразности использования гладких валов, сопряженных с деталями, имеющими различные предельные отклонения.

Принимаем рекомендуемые посадки зубчатых колес на валы: , .

По рекомендациям примем следующие посадки подшипников:

- наружные кольца подшипников качения в корпус:

- внутренние кольца подшипников качения на валы:

16. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем жидкое индустриальное масло И-30А ГОСТ 20799-75. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.

Литература

передача вал косозубый подшипник

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов, “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

2. Д.Н. Решетов, “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

3. Р.И. Гжиров, “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

4. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов, справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова, “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

Размещено на Allbest.ru

...