Размещено на http://allbest.ru

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ УКРАЇНИ

Дніпровський національний університет залізничного транспорту

імені академіка В. Лазаряна

Кафедра «Прикладна механіка та матеріалознавство»

Курсовий проект

Розрахунок електромеханічного приводу

з дисципліни «Деталі машин»

Виконав: Білецький

Перевірив:Брильова М.Г.

Дніпро 2021



1. Вихідні дані

а) Зусилля =14000Н,

б) Швидкість пересування =0.25 м/с,

в) Діаметр =0,8м.



2. Силовий та кінематичний розрахунок приводу

Потужність на виході приводу визначається за формулою:

(2.1)

Загальний коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу є добутком ККД його складових елементів, серед яких найбільш суттєвий вплив мають зубчасті передачі (для двоступеневого редуктора - дві), відкрита зубчаста (або ланцюгова) передача, пружна муфта між двигуном і редуктором, підшипники кочення - опори валів редуктора. Тому загальний ККД приводу визначається за формулою:

,(2.2)

де - ККД зубчастої передачі [1];

- кількість зубчастих передач (в тому числі відкрита);

- ККД муфти [1];

- ККД пари підшипників [1];

- кількість пар підшипників у приводі;

Мінімально необхідна потужність двигуна визначається за формулою:

.(2.3)

За розрахованою потужністю обирається асинхронний короткозамкнений двигун та зазначаються його характеристики:

- серія та тип 132S8/720;

- номінальна потужність =4кВт;

- асинхронна частота обертання вала =720 об/хв;

- діаметр хвостової частини вала =38мм (дод. Б).

Частота обертання вихідного вала приводу визначається за формулою:

об/хв.(2.4)

Необхідне передаточне відношення приводу визначається за формулою:

.(2.5)

Отримане значення розподіляється між ступенями редуктора та відкритою зубчастою (ланцюговою) передачею таким чином, щоб передаточне відношення однієї зубчастої пари відповідало ряду нормальних значень (ГОСТ 21426-75):

	І ряд	2,00	2,50	3,15	4,00	5,00	6,30
	ІІ ряд	2,24	2,80	3,55	4,50	5,60	6,00

При виборі слід надавати перевагу першому ряду. Також слід враховувати, що загальне передаточне відношення приводу дорівнює добутку відповідних величин зубчастих пар (а також ланцюгової передачі - якщо є), з урахуванням того, що максимальне рекомендоване передаточне відношення 6,3, то для забезпечення певної частоти обертання вихідного валу необхідно вводити відкриту зубчасту передачу:

,(2.6)



де - передаточні відношення ступіней редуктора;

- передаточне відношення відкритої зубчастої передачі.

Розподіл передаточного відношення виконується таким чином, щоб відхилення було найменшим і не перевищувало 5%.

(2.7)

Обертальний момент на швидкохідному валу редуктора визначається за формулою:

Н•м,(2.8)

де - у кВт, - в об./хв.

Обертальний момент на проміжному валу редуктора визначається за формулою:

Н•м.(2.9)

Обертальний момент на тихохідному валу редуктора визначається за формулою:

Н•м.(2.10)

Обертальний момент на вихідному валу приводу визначається за формулою:



Н•м.(2.11)

Кутова швидкість обертання швидкохідного вала редуктора визначається за формулою:

с^-1.(2.12)

Кутова швидкість обертання проміжного вала редуктора визначається за формулою:

с^-1.(2.13)

Кутова швидкість обертання тихохідного вала редуктора визначається за формулою:

с^-1.(2.14)

Кутова швидкість обертання вихідного вала приводу визначається за формулою:

с^-1.(2.15)

Для спрощення подальшого використання результати обчислень зводяться в таблицю (табл. 2.1).



Таблиця 2.1

Основні характеристики приводу

Ланка приводу	Обертальний момент, Н•м	Частота обертання, рад/с	Передаточне відношення
Вал двигуна	51.5	75	=6 =6 =3.3 =120
Швидкохідний вал	51.5	75
Проміжний вал	294	12.5
Тихохідний вал	1677	2.1
Вихідний вал	5260	0.6
Загальне передаточне відношення



3. Розрахунок швидкохідної циліндричної зубчастої передачі

3.1 Вибір матеріалу для виготовлення зубчастих коліс та режимів їх термічної обробки

Матеріали для виготовлення зубчастих коліс приймаються згідно рекомендацій (табл. 3.1). для підвищення механічних властивостей колеса піддають термічній обробці, рекомендації щодо призначення якої наведено в табл. 3.1.

Збільшення твердості робочої поверхні зубів коліс характеризує можливість сприйняття більш високих контактних напружень, що дозволяє зменшити розміри передачі. Тому для редукторів, до розмірів яких не висуваються певні вимоги, доцільно використовувати більш дешеві марки сталі типу 45 та 40Х.

Таблиця 3.1

Характеристики матеріалів для виготовлення зубчастих коліс

Марка сталі	Розміри, мм	Твердість	Межа текучості, МПа	Вид термообробки
			серцевини, НВ	поверхні, НВ та HRC
45	125	80	235…262	НВ235…262	540	покращення
	80	50	269…302	НВ269…302	650
40Х	200	125	235…262	НВ235…262	640
	125	80	269…302	НВ269…302	750
				HRC45…50		покращення та гартування ТВЧ
40ХН, 35ХМ	315	200	235…262	НВ235…262	630	покращення
	200	125	269…302	НВ269…302	750
				HRC48…53		покращення та гартування ТВЧ
45ХЦ	315	200	235…262	НВ235…262	660	покращення
	200	125	269…302	НВ269…302	780
				HRC50…56		покращення та гартування ТВЧ
20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГНМ	200	125	300…400	HRC56…63	800	покращення, цементація та гартування

Приймаємо марки сталей, однакові для колеса та шестерні: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ; ТО колеса - покращення (НВ 235…262), ТО шестерні - покращення (НВ 269…302);

3.2 Визначення допустимих напружень

Визначаються допустимі величини контактних напружень та напружень згинання окремо для колеса ( та ) і шестерні ( та ) за такою методикою.

Дійсна кількість циклів зміни напружень:

- для колеса

,(3.1)

де - кутова швидкість обертання колеса, рад/с;

- в год.;

- для шестерні

.(3.2)

Кількість циклів зміни напружень, що відповідає межі контактної витривалості, визначається за показниками твердості для колеса та шестерні окремо у відповідності до графіка (рис. 3.1).

Коефіцієнти довговічності при розрахунку за контактними напруженнями та напруженнями згинання визначаються (для колеса та шестерні окремо) за формулами:

;

;

,

(3.3)

де - показник ступеня, що визначається в залежності від виду термообробки; - для ТО покращення, - для ТО гартування.

Рис. 3.1. Діаграма для визначення величин



Так, як величина .

Допустимі величини контактних напружень і напружень згинання, що визначаються особливостями матеріалу та термічної обробки деталей, встановлюються за табл. 3.2.

Величини та визначаються для колеса та шестерні окремо.

Допустимі величини контактних напружень та напружень згинання з урахуванням часу роботи передачі для колеса та шестерні окремо визначаються за формулами:

МПа;

МПа. (3.5)

Перевірка достатності запасу міцності зубчастої передачі здійснюється за умовою:

,(3.6)

де - еквівалентний показник контактної міцності передачі; для циліндричних косозубих та шевронних передач

МПа;(3.7)

для циліндричних прямозубих передач

.(3.8)

Приймаємо швидкохідну передачу косозубою.



Таблиця 3.2

Величини та , МПа

Вид термообробки	Марка сталі
1. Покращення	45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ
2. Гартування ТВЧ по контуру зубів (модуль )	40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ		370
3. Гартування ТВЧ наскрізне ()			310
4. Цементація та гартування	20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГНМ		480

Згідно умови (3.6) можна зробити висновок, що достатньо запасу міцності зубчастої передачі.

3.3 Визначення міжосьової відстані передачі

Міжосьовою відстанню передачі називається відстань між осями валів колеса та шестерні, рекомендоване значення якої визначається з умови:

, м,(3.9)

де - в Н•м; - в Па;

- коефіцієнт, що залежить від типу передачі; - для прямозубих, - для косозубих передач [1];

??_????=1,19 - коефіцієнт концентрації навантаження, що приймається в залежності від величини за табл. 3.3;



??_??=0,5??_????_п+1=0,5*0,4*6+1=2,2(3.10)

- коефіцієнт, що залежить від розміщення коліс відносно опор;

при симетричному розміщенні ;

при несиметричному - ;

при консольному розміщенні одного чи обох коліс [1].

Таблиця 3.3

Значення коефіцієнта

Розміщення колеса відносно опор	Коефіцієнт
	Твердість зубів НВ	Коефіцієнт
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольне, опори - шарикопідшипники	?350	1,08	1,17	1,28	-	-
	>350	1,22	1,44	-	-	-
Консольне, опори - роликопідшипники	?350	1,06	1,12	1,19	1,27	-
	>350	1,11	1,25	1,45	-	-
Симетричне	?350	1,01	1,02	1,03	1,04	1,07
	>350	1,01	1,02	1,04	1,07	1,16
Несиметричне	?350	1,03	1,05	1,07	1,12	1,19
	>350	1,06	1,12	1,20	1,29	1,48

Менші значення приймаються для передач з твердістю зубів колеса більше HRC45.

Значення приймаються з ряду стандартних:

0,100; 0,150; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630 [1].

м.

Встановлене з умови (3.9) мінімальне значення міжосьової відстані збільшується до найближчого зі стандартного ряду:

40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 315 мм [1].

Приймаємо м.

3.4 Попереднє визначення основних розмірів колеса передачі

Подільний діаметр колеса визначається за формулою:

м.(3.11)

Ширина зубчастого вінця колеса визначається за формулою:

м.(3.12)

3.5 Визначення модуля передачі

Модуль передачі визначається з умови:

м,(3.13)

де - коефіцієнт, що залежить від типу передачі;

для прямозубих ,

для косозубих ,

для шевронних ;

- допустиме напруження згинання зубів передачі, величина якого приймається як менше з двох значень та .



Встановлене з умови (3.13) значення модуля збільшується до стандартного ряду:

, мм	І ряд	1,00	1,50	2,00	2,50	3,00	4,00	5,00	6,00	8,00	10,00
	ІІ ряд	1,25	1,75	2,25	2,75	3,50	4,50	5,50	7,00	9,00

Приймаємо =2мм.

3.6 Визначення кута нахилу та сумарної кількості зубів передачі

Мінімальне значення кута нахилу зубів передачі визначається за формулою:

.(3.14)

Розраховане значення кута нахилу зубів передачі повинно бути в межах 8-18є. У разі недотримання зазначеної вимоги необхідно здійснити корегування розрахунків щодо уточнення модуля передачі.

Сумарна кількість зубів передачі (колеса та шестерні) визначається за формулою:

.(3.15)

Приймаємо =138.

Отримане за формулою (3.15) значення зменшується до цілого, визначаючи надалі дійсний кут нахилу зубів:



.(3.16)

3.7 Розподіл сумарної кількості зубів передачі

Кількість зубів шестерні визначається з умови:

,(3.17)

де - мінімально допустима кількість зубів шестерні за умовою відсутності підрізання.

Отримане з умови (3.17) значення збільшується до цілого.

Кількість зубів колеса

.(3.18)

3.8 Визначення фактичного передаточного відношення ступені

Фактичне передаточне відношення ступені визначається за формулою:

.(3.19)

Відхилення прийнятого вище передаточного відношення від розрахованого визначається за формулою:



.(3.20)

і має не перевищувати 4%.

3.9 Визначення діаметрів зубчастих коліс

Кожне зубчасте колесо передачі характеризується трьома величинами діаметрів: подільний (головний показник), вершин і впадин (рис. 3.2).

Рис. 3.2. Діаметри та ширина вінця зубчастого колеса

Подільний діаметр шестерні визначається за формулою:

мм.(3.21)



Подільний діаметр колеса визначається за формулою:

мм.(3.22)

Діаметри околів вершин і впадин для колеса і шестерні визначаються (окремо) за формулами:

мм;

мм;

мм;

мм. (3.23)

3.10 Перевірка придатності заготовок коліс

Щоб отримати під час термічної обробки прийняті вище до розрахунку механічні характеристики матеріалів коліс, їх розміри не повинні перевищувати допустимих величин. Тому умови придатності заготовок коліс мають вигляд:

, ,(3.24)

де мм - діаметр заготовки вала-шестерні ( - в мм), мм; - параметри виточки колеса (рис. 3.3);

- граничні значення діаметра та товщини заготовок (див. табл. 3.1).

Вимоги дотримані.



Рис. 3.3. Критерії визначення придатності заготовок вала-шестерні та колеса

3.11 Визначення сил, які діють у зачепленні

Рис. 3.4. Сили, що діють у зачепленні



Головними силами, які визначають навантаження зубчастої пари, є окружна , радіальна та осьова (рис. 3.4), які визначаються за формулами:

кН, кН,

кН, (3.25)

де - кут нахилу твірної зуба колеса.

3.12 Перевірка міцності зубів коліс за напруженнями згинання

Розрахункове напруження згинання зубів колеса визначається за формулою:

,(3.26)

де - коефіцієнт, який залежить від ступеня точності (табл. 3.4) обробки колеса; для прямозубих коліс , для косозубих -

Ступінь точності	6	7	8	9
	0,72	0,81	0,91	1,00

- коефіцієнт, що залежить від кута нахилу зубів передачі;

- коефіцієнт, що враховує розміщення колеса відносно опор (табл. 3.5);

- коефіцієнт, що залежить від твердості поверхні зубів:

для прямозубих коліс при твердості менше НВ3501,4

більше НВ 3501,2

для косозубих коліс при твердостіменше НВ 3501,2

більше НВ 3501,1

- коефіцієнт форми зуба колеса, величина якого приймається за табл. 3.6 згідно показника .

Па.

Таблиця 3.4

Рекомендації щодо встановлення ступеня точності обробки зубчастих коліс

Ступінь точності	Окружна швидкість обертання колеса , м/с
	прямозубого	непрямозубого
	циліндричного	конічного	циліндричного	конічного
6	до 15	до 12	до 30	до 20
7	« 10	« 8	« 15	« 10
8	« 6	« 4	« 10	« 7
9	« 2	« 1,5	« 4	« 3

Розрахункове напруження згинання зубів шестерні визначається за формулою:

Па,(3.27)

де - коефіцієнт форми зуба шестерні, що визначається аналогічно до величини .



Таблиця 3.5

Значення коефіцієнта

Розміщення колеса відносно опор	Коефіцієнт
	Твердість зубів НВ	Коефіцієнт
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольне, опори - шарикопідшипники	?350	1,16	1,37	1,64	-	-
	>350	1,33	1,70	-	-	-
Консольне, опори - роликопідшипники	?350	1,10	1,22	1,38	1,57	-
	>350	1,20	1,44	1,71	-	-
Симетричне	?350	1,01	1,03	1,05	1,07	1,14
	>350	1,02	1,04	1,08	1,14	1,30
Несиметричне	?350	1,05	1,10	1,17	1,25	1,42
	>350	1,09	1,18	1,30	1,43	1,73

Таблиця 3.6

Значення коефіцієнта форми зуба

	17	20	22	24	26	28	30	35	40	45	50	65	?80
	4,27	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,80	3,75	3,70	3,66	3,65	3,62	3,61

Розрахункові напруження не перевищують величину .

3.13 Перевірка міцності зубів коліс за контактними напруженнями

Розрахункові контактні напруження визначаються за формулою:

,(3.28)

де - коефіцієнт розподілення навантаження між зубами;

для прямозубих передач ,

для косозубих і шевронних - ;

- коефіцієнт динамічного навантаження:

для прямозубих коліс при твердостіменше НВ3501,20

більше НВ 3501,10

для косозубих коліс при твердостіменше НВ 3501,10

більше НВ 3501,05

Па.

Розрахункові напруження не перевищує величини .



4. Розрахунок тихохідної циліндричної зубчастої передачі

4.1 Вибір матеріалу для виготовлення зубчастих коліс та режимів їх термічної обробки

Матеріали для виготовлення зубчастих коліс приймаються згідно рекомендацій (табл. 4.1). для підвищення механічних властивостей колеса піддають термічній обробці, рекомендації щодо призначення якої наведено в табл. 4.1.

Таблиця 4.1

Характеристики матеріалів для виготовлення зубчастих коліс

Марка сталі	Розміри, мм	Твердість	Межа текучості, МПа	Вид термообробки
			серцевини, НВ	поверхні, НВ та HRC
45	125	80	235…262	НВ235…262	540	покращення
	80	50	269…302	НВ269…302	650
40Х	200	125	235…262	НВ235…262	640
	125	80	269…302	НВ269…302	750
				HRC45…50		покращення та гартування ТВЧ
40ХН, 35ХМ	315	200	235…262	НВ235…262	630	покращення
	200	125	269…302	НВ269…302	750
				HRC48…53		покращення та гартування ТВЧ
45ХЦ	315	200	235…262	НВ235…262	660	покращення
	200	125	269…302	НВ269…302	780
				HRC50…56		покращення та гартування ТВЧ
20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГНМ	200	125	300…400	HRC56…63	800	покращення, цементація та гартування



Збільшення твердості робочої поверхні зубів коліс характеризує можливість сприйняття більш високих контактних напружень, що дозволяє зменшити розміри передачі. Тому для редукторів, до розмірів яких не висуваються певні вимоги, доцільно використовувати більш дешеві марки сталі типу 45 та 40Х.

Приймаємо марки сталей, однакові для колеса та шестерні: 45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ; ТО колеса - покращення (НВ 235…262), ТО шестерні - покращення (НВ 269…302);

4.2 Визначення допустимих напружень

Визначаються допустимі величини контактних напружень та напружень згинання окремо для колеса ( та ) і шестерні ( та ) за такою методикою.

Дійсна кількість циклів зміни напружень:

- для колеса

,(4.1)

де - кутова швидкість обертання колеса, рад/с;

- в год.;

- для шестерні

.(4.2)

Кількість циклів зміни напружень, що відповідає межі контактної витривалості, визначається за показниками твердості для колеса та шестерні окремо у відповідності до графіка (рис. 4.1).

Коефіцієнти довговічності при розрахунку за контактними напруженнями та напруженнями згинання визначаються (для колеса та шестерні окремо) за формулами:

;

;

,

(4.3)

де - показник ступеня, що визначається в залежності від виду термообробки; - для ТО покращення, - для ТО гартування.

Рис. 4.1. Діаграма для визначення величин



Так, як величина .

Допустимі величини контактних напружень і напружень згинання, що визначаються особливостями матеріалу та термічної обробки деталей, встановлюються за табл. 4.2.

Величини та визначаються для колеса та шестерні окремо.

Допустимі величини контактних напружень та напружень згинання з урахуванням часу роботи передачі для колеса та шестерні окремо визначаються за формулами:

МПа;

МПа. (4.5)

Перевірка достатності запасу міцності зубчастої передачі здійснюється за умовою:

,(4.6)

де - еквівалентний показник контактної міцності передачі; для циліндричних косозубих та шевронних передач

МПа;(4.7)

для циліндричних прямозубих передач

.(4.8)



Приймаємо швидкохідну передачу косозубою.

Таблиця 4.2

Величини та , МПа

Вид термообробки	Марка сталі
1. Покращення	45, 40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ
2. Гартування ТВЧ по контуру зубів (модуль )	40Х, 40ХН, 35ХМ, 45ХЦ		370
3. Гартування ТВЧ наскрізне ()			310
4. Цементація та гартування	20Х, 20ХНМ, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГНМ		480

Згідно умови (4.6) можна зробити висновок, що достатньо запасу міцності зубчастої передачі.

4.3 Визначення міжосьової відстані передачі

Міжосьовою відстанню передачі називається відстань між осями валів колеса та шестерні, рекомендоване значення якої визначається з умови:

, м,(4.9)

де - в Н•м; - в Па;

- коефіцієнт, що залежить від типу передачі;

- для прямозубих,

- для косозубих передач [1];

??_????=1,19 - коефіцієнт концентрації навантаження, що приймається в залежності від величини за табл. 4.3;

??_??=0,5??_????_п+1=0,5*0,4*6+1=2,2(4.10)

- коефіцієнт, що залежить від розміщення коліс відносно опор; при симетричному розміщенні ;

при несиметричному - ;

при консольному розміщенні одного чи обох коліс [1].

Таблиця 4.3

Значення коефіцієнта

Розміщення колеса відносно опор	Коефіцієнт
	Твердість зубів НВ	Коефіцієнт
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольне, опори - шарикопідшипники	?350	1,08	1,17	1,28	-	-
	>350	1,22	1,44	-	-	-
Консольне, опори - роликопідшипники	?350	1,06	1,12	1,19	1,27	-
	>350	1,11	1,25	1,45	-	-
Симетричне	?350	1,01	1,02	1,03	1,04	1,07
	>350	1,01	1,02	1,04	1,07	1,16
Несиметричне	?350	1,03	1,05	1,07	1,12	1,19
	>350	1,06	1,12	1,20	1,29	1,48

Менші значення приймаються для передач з твердістю зубів колеса більше HRC45.

Значення приймаються з ряду стандартних:

0,100; 0,150; 0,200; 0,250; 0,315; 0,400; 0,500; 0,630 [1].



м.

Встановлене з умови (4.9) мінімальне значення міжосьової відстані збільшується до найближчого зі стандартного ряду: 40; 50; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 220; 250; 280; 315 мм [1].

Приймаємо м.

4.4 Попереднє визначення основних розмірів колеса передачі

Подільний діаметр колеса визначається за формулою:

м.(4.11)

Ширина зубчастого вінця колеса визначається за формулою:

м.(4.12)

4.5 Визначення модуля передачі

Модуль передачі визначається з умови:

м,(4.13)

де - коефіцієнт, що залежить від типу передачі;

для прямозубих ,

для косозубих ,

для шевронних ;

- допустиме напруження згинання зубів передачі, величина якого приймається як менше з двох значень та .

Встановлене з умови (4.13) значення модуля збільшується до стандартного ряду:

, мм	І ряд	1,00	1,50	2,00	2,50	3,00	4,00	5,00	6,00	8,00	10,00
	ІІ ряд	1,25	1,75	2,25	2,75	3,50	4,50	5,50	7,00	9,00

Приймаємо =5мм.

4.6 Визначення кута нахилу та сумарної кількості зубів передачі

Мінімальне значення кута нахилу зубів передачі визначається за формулою:

.(4.14)

Приймаємо тихохідну передачу прямозубою.

Сумарна кількість зубів передачі (колеса та шестерні) визначається за формулою:

.(4.15)

Приймаємо =126.



4.7 Розподіл сумарної кількості зубів передачі

Кількість зубів шестерні визначається з умови:

,(4.17)

де - мінімально допустима кількість зубів шестерні за умовою відсутності підрізання.

Отримане з умови (4.17) значення збільшується до цілого.

Кількість зубів колеса

.(4.18)

4.8 Визначення фактичного передаточного відношення ступені

Фактичне передаточне відношення ступені визначається за формулою:

.(4.19)

Відхилення прийнятого вище передаточного відношення від розрахованого визначається за формулою:

.(4.20)

і має не перевищувати 4%.



4.9 Визначення діаметрів зубчастих коліс

Кожне зубчасте колесо передачі характеризується трьома величинами діаметрів: подільний (головний показник), вершин і впадин (рис. 4.2).

Рис. 4.2. Діаметри та ширина вінця зубчастого колеса

Подільний діаметр шестерні визначається за формулою:

мм.(4.21)

Подільний діаметр колеса визначається за формулою:

мм.(4.22)



Діаметри околів вершин і впадин для колеса і шестерні визначаються (окремо) за формулами:

мм;

мм;

мм;

мм. (4.23)

4.10 Перевірка придатності заготовок коліс

Щоб отримати під час термічної обробки прийняті вище до розрахунку механічні характеристики матеріалів коліс, їх розміри не повинні перевищувати допустимих величин. Тому умови придатності заготовок коліс мають вигляд:

, ,(4.24)

де мм - діаметр заготовки вала-шестерні ( - в мм), мм;

- параметри виточки колеса (рис. 3.3);

- граничні значення діаметра та товщини заготовок (див. табл. 4.1).

Вимоги дотримані.



Рис. 4.3. Критерії визначення придатності заготовок вала-шестерні та колеса

4.11 Визначення сил, які діють у зачепленні

Рис. 4.4. Сили, що діють у зачепленні



Головними силами, які визначають навантаження зубчастої пари, є окружна , радіальна та осьова (рис. 4.4), які визначаються за формулами:

кН,

кН,

кН, (4.25)

де - кут нахилу твірної зуба колеса.

4.12 Перевірка міцності зубів коліс за напруженнями згинання

Розрахункове напруження згинання зубів колеса визначається за формулою:

,(4.26)

де - коефіцієнт, який залежить від ступеня точності (табл. 4.4) обробки колеса; для прямозубих коліс , для косозубих -

Ступінь точності	6	7	8	9
	0,72	0,81	0,91	1,00

- коефіцієнт, що залежить від кута нахилу зубів передачі;

- коефіцієнт, що враховує розміщення колеса відносно опор (табл. 4.5);

- коефіцієнт, що залежить від твердості поверхні зубів:

для прямозубих коліс при твердостіменше НВ3501,4

більше НВ 3501,2

для косозубих коліс при твердостіменше НВ 3501,2

більше НВ 3501,1

- коефіцієнт форми зуба колеса, величина якого приймається за табл. 4.6 згідно показника .

Па.

Таблиця 4.4

Рекомендації щодо встановлення ступеня точності обробки зубчастих коліс

Ступінь точності	Окружна швидкість обертання колеса , м/с
	прямозубого	непрямозубого
	циліндричного	конічного	циліндричного	конічного
6	до 15	до 12	до 30	до 20
7	« 10	« 8	« 15	« 10
8	« 6	« 4	« 10	« 7
9	« 2	« 1,5	« 4	« 3

Розрахункове напруження згинання зубів шестерні визначається за формулою:

Па,(4.27)



де - коефіцієнт форми зуба шестерні, що визначається аналогічно до величини .

Таблиця 4.5

Значення коефіцієнта

Розміщення колеса відносно опор	Коефіцієнт
	Твердість зубів НВ	Коефіцієнт
		0,2	0,4	0,6	0,8	1,2
Консольне, опори - шарикопідшипники	?350	1,16	1,37	1,64	-	-
	>350	1,33	1,70	-	-	-
Консольне, опори - роликопідшипники	?350	1,10	1,22	1,38	1,57	-
	>350	1,20	1,44	1,71	-	-
Симетричне	?350	1,01	1,03	1,05	1,07	1,14
	>350	1,02	1,04	1,08	1,14	1,30
Несиметричне	?350	1,05	1,10	1,17	1,25	1,42
	>350	1,09	1,18	1,30	1,43	1,73

Таблиця 4.6

Значення коефіцієнта форми зуба

	17	20	22	24	26	28	30	35	40	45	50	65	?80
	4,27	4,07	3,98	3,92	3,88	3,81	3,80	3,75	3,70	3,66	3,65	3,62	3,61

Розрахункові напруження не перевищують величину .

4.13 Перевірка міцності зубів коліс за контактними напруженнями

Розрахункові контактні напруження визначаються за формулою:

,(4.28)



де - коефіцієнт розподілення навантаження між зубами; для прямозубих передач , для косозубих і шевронних - ;

- коефіцієнт динамічного навантаження:

для прямозубих коліс при твердостіменше НВ3501,20

більше НВ 3501,10

для косозубих коліс при твердостіменше НВ 3501,10

більше НВ 3501,05

Па.

Розрахункові напруження не перевищує величини .



5. Розрахунок і конструювання валів

Основні параметри редуктора:

5.1 Розрахункові діаметри

Тихохідний вал

Рисунок 5.1 - Ескіз тихохідного валу

Діаметр хвостовика мм.

Приймаємо мм.

Визначаємо довжину хвостовика мм.

Приймаємо мм.

Швидкохідний вал

Рисунок 5.2 - Ескіз швидкохідного вала

Діаметр хвостовика мм.

Приймаємо по діаметру двигуна мм.

Довжина хвостовика мм.

Приймаємо мм.

Проміжний вал.

Рисунок 5.3 - Ескіз проміжного вала

Діаметр мм.

Приймаємо мм.

Діаметри підшипникових ділянок вала:

Тихохідний вал. Діаметр вала під підшипник

,

де мм. Приймаємо мм.

Діаметр ступиці і упорного буртика

мм,

де мм [табл.3.1 (1)].

Приймаємо мм.

Діаметр бурта для упора колеса

мм,

де мм [табл.3.1 (1)]. Приймаємо мм.

Швидкохідний вал. Діаметр вала під підшипник мм.

де мм[табл.3.1 (1)]. Приймаємо мм.

Діаметр бурта під підшипник

мм,

де мм [табл.3.1 (1)].

Приймаємо мм.

Проміжний вал.

Діаметр вала під підшипник мм,

де мм [табл.3.1 (1)].

Приймаємо мм.

Діаметр бурта для упора колеса

мм,

де мм [табл.3.1 (1)]. Приймаємо мм.

5.2 Компоновочна схема редуктора

Щоб поверхні обертових деталей не зачіпали за корпус з внутрішньої сторони стінок, між ними залишають зазор, який визначимо за формулою

.

де - найбільша відстань між зовнішніми поверхнями деталей передачі, мм.

Відстань між колесом або черв'яком і поверхнею корпусу редуктора ,

.

Гранично допустимий рівень занурення коліс циліндричного редуктора в масляну ванну

мм.



Рисунок. 5.4 - Компоновочна схема редуктора



6. Розрахунок реакцій і згинальних моментів на валах

Рисунок 6.1 Сили швидкохідного валу

6.1 Розрахунок реакцій швидкохідного вала

.

Підставляючи значення мм, мм, мм, в формули отримаєм при :

Н.

6.2 Реакції тихохідного вала

Рисунок 6.2 - Сили тихохідний вал

Підставляючі значення

мм, мм, мм,

отримуємо при :

6.3 Реакції проміжного вала

Рисунок 6.3 - Сили проміжного валу

Підставляючи значення мм, мм, мм, момент від вісьової сили тихохідної і швидкохідної передач

,

отримуємо при :



7. Вибір підшипників

7.1 Швидкохідний вал

Приймаємо підшипник №309. Діаметр мм, внутрішній діаметр , ширина , динамічна і статична вантажопідйомність підшипника і кН.

Приймаємо , , .

Відношення для опори 1

при , .

Приймаємо , .

Відношення для опори 2

при , .

Приймаємо , .

Еквівалентна динамічне навантаження для опори 1:

.

Еквівалентна динамічне навантаження для опори 2:

,

де - коефіциент безпеки, по табл. 6.3 [1 с.85]; - температурний коэфіціент, по табл. 6.4 [1 с.85].

Вантажопідйомність, кН.

.



де - для кулькових радіальних підшипників;

-довговічність приводу, 5000 ч.

Так як , то підшипник нам підходить.

7.2. Тихохідний вал

Приймаємо підшипник №314.

Діаметр мм, діаметр , ширина , динамічна і статична вантажопідйомність підшипника и кН.

Приймаємо , , .

Відношення для опори 2

.

По таблице 6.1 [2 с.85] приймаємо , , .

Відношення для опори 1

при , .

Приймаємо , .

Відношення для опори 2

при , .

Приймаємо , .

Еквівалентна динамічне навантаження для опори :

,

де - коефіциент безпеки, по табл. 6.3 [1 с.85];

- температурний коефіціент, по табл. 6.4 [1 с.85].

Вантажопідйомність, кН.

де - для кулькових радіальних підшипників;

-довговічність приводу, 5000 ч.

Так як , то підшипник підходить.

7.3 Проміжний вал

Приймаємо підшипник №309.

Діаметр мм, діаметр , ширина , динамічна і статична вантажопідйомність підшипника и кН.

По таблиці 6.1 [2 с.85] приймаємо , , .

Відношення для опори 2

.

По таблиці 6.1 [2 с.85] принимаємо , , .

Відношення для опори 1

при , . приймаємо , .



Відношення для опори 2

при , . приймаємо , .

Еквівалентна динамічне навантаження для опори 1:

.

Еквівалентна динамічне навантаження для опори 2:

,

де - коефіциент безпеки, по табл 6.3 [1 с.85]; - температурний коефіціент, по табл. 6.4 [1 с.85].

Вантажопідйомність, кН.

де - для кулькових радіальних підшипників;

-довговічність приводу, 5000 ч.

Так як , то підшипник підходить.



8. Розрахунок елементів корпусу редуктора

8.1 Підбір деталей редуктора

Товщина стінки корпусу:

д=0,025а_щ+3=0,025х315+3=10 мм.

Приймаємо д = 10 мм.

Товщина стінки кришки редуктора:

д₁ = д - 1 = 10 - 1 = 9 мм.

Кількість фундаментних болтів приймаємо 6 штук.

Діаметр фундаментних болтів приймаю:

Приймаємо діаметр фундаментних болтів М18.

Діаметр стяжних болтів редуктора:

.

Приймаємо діаметр болтів M14.

Діаметр болтів, що з'єднуються фланці корпусу і кришки приймаємо рівним діаметру стяжних болтів .

- Винт М 14x1,75x75.36 ГОСТ 7798 - 70 - 6 шт.;

- Винт М 14x1,75x100.36 ГОСТ 7798 - 70 - 2 шт.;

- Шайба пружинна 14Н65Г ГОСТ 6402 - 70 - 8 шт.

Для швидкохідного валу Ш38 мм приймаємо шпонку призматичну шириною 10 мм, висотою 8 мм і довжиною 50 мм.

Шпонка 10x8x50 ГОСТ 23360 - 78.

Для тихохідного вала (Ш55 і Ш80 мм) використовуємо шпонки для черв'ячного колеса і маточини зірочки.

Приймаємо шпонку призматичну:

- шпонка 16x10x80 ГОСТ 23360 - 78,

- шпонка 22x14x80 ГОСТ 23360 - 78 - для колеса.

Для проміжного вала (Ш45 мм) використовуємо шпонку для маточини колеса.

Приймаємо шпонку призматичну:

шпонка 14x9x70 ГОСТ 23360 - 78 - для колеса.

Для контролю мастила приймаємо контрольні пробки з внутрішнім шестигранником М10 ГОСТ 9150 - 81.

Для зливу мастильного матеріалу використовуємо пробку з циліндричним внутрішнім шестигранником по ГОСТ 9150 - 81.



9. Вибір муфти

Завдяки відносній простоті конструкції і зручності заміни пружних елементів вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеве (МУВП).

Муфту підбираємо по заданому моменту на швидкохідному валу Т₁= 51,5 Нм і діаметру хвостовика електродвигуна і хвостовика швидкохідного валу d = 38 мм (табл. 15,5) 10 [3 с. 463]).

Вибираємо МУВП з параметрами Т = 250 Нм, щ = 75 рад/c, найбільший d = 32 ... 45 мм. мм, мм, мм.

Рисунок 9.1 - Пружна втулочно-пальцева муфта

привод редуктор зубчастий передача

Для з'єднання вала барабана конвеєра з тихохідним валом редуктора застосуємо зубчасту муфту по ГОСТ 5006-55. При Нм.



10. Змащення редуктора

Приймаємо для двоступеневого редуктора кількість масла (з розрахунку літр на 1 кВт переданої потужності) - 4 літрів.

Вибираємо масло індустріальне ІС - 45.

Мастило підшипників здійснюємо маслом, яке розбризкується передачею.

Размещено на Allbest.ru