Расчёт и конструирование привода
Схема приводного устройства. Описание привода, крутящие моменты на его валах. Выбор электродвигателя, расчет передач и валов, подшипников по динамической грузоподъемности. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 24.11.2010 |
| Размер файла | 1,3 M |
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.
Белорусский национальный технический университет
КАФЕДРА: "ДЕТАЛИ МАШИН, ПТМ И М"
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ
ПО ДИСЦИПЛИНЕ: "ДЕТАЛИ МАШИН"
Тема "Расчёт и конструирование привода"
БНТУ ПЗ
Исполнитель
Студент 2 курса ЭФ
Группа 106332 Юревич Д.В.
РУКОВОДИТЕЛЬ: Зарецкий В.П.
Минск 2004
Содержание
- 1. Описание привода
- 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- 3. Крутящие моменты на валах привода
- 4. Расчет передач
- 4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом
- 4.2 Расчет цепной передачи
- 5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
- 6. Выбор муфт
- 7. Выбор смазки передач и подшипников
- 8. Расчет элементов корпуса
- 9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- 9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу
- 9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу
- 9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу
- 10. Уточненный расчет валов
- 10.1 Силы в зацеплении
- 10.3 Расчет быстроходного вала
- 11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
- 11.1 Расчет подшипников быстроходного вала
- 11.2 Расчет подшипников тихоходного вала
- 12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей
- 13. Порядок сборки редуктора
- Литература
- Приложение
1. Описание привода
Привод является неотъемлемой частью любой машины. Приводное устройство разработанное по предложенной схеме, состоит из электродвигателя, вращение от которого через редуктор и цепную передачу передается на вал рабочей машины. Большинство машин имеет небольшую частоту вращения, поэтому требуется понизить передачу вращающегося момента на нужное расстояние. Редуктор соединен с электродвигателем через компенсирующую муфту, которая уменьшает вредное воздействие неточности монтажа.
Редуктор одноступенчатый. Передача коническая с круговым зубом. Валы установлены в подшипниках качения. Входной и выходной валы снабжены резиновыми манжетными уплотнениями установленными в крышках. Для упрощения сборки корпус редуктора выполнен разъемным.
Общий коэффициент полезного действия привода
,
где ? КПД муфты (табл.2.2, стр.40 [10]);
По табл.5.4, стр.74 [6]:
? КПД конической зубчатой передачи;
? КПД цепной передачи;
? КПД пары подшипников качения.
.
Мощность на валу рабочей машины
кВт.
Частота вращения вала рабочей машины мин-1.
Требуемая мощность электродвигателя
кВт.
Назначаем предварительно передаточные числа передач привода (табл.5.5 и 5.6, стр.74 [6])
,
где ? передаточное число цепной передачи,
? передаточное число зубчатой конической передачи.
.
Требуемая частота вращения электродвигателя
мин-1.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Выбираем электродвигатель по табл.5.1, стр.70 [6] так чтобы , nc ближайшее к nтр.
Электродвигатель 4А100S4У3 ГОСТ 19523 - 81:
кВт ? мощность электродвигателя;
мин-1 ? синхронная частота вращения;
? скольжение.
Частота вращения ротора электродвигателя под нагрузкой
мин-1.
Фактическое общее передаточное число привода
.
Принимаем передаточное число зубчатой конической передачи
Принимаем передаточное число цепной передачи
.
3. Крутящие моменты на валах привода
Мощности на валах:
? на валу электродвигателя кВт.
? на входном валу редуктора (вал 1)
кВт.
? на выходном валу редуктора (вал 2)
? на валу рабочей машины (вал 3)
кВт.
Частота вращения валов:
вал 1мин-1 (быстроходный вал редуктора);
вал 2мин-1;
вал 3мин-1.
Крутящие моменты на валах:
вал 1Н•м;
вал 2Н•м;
вал 3Н•м;
4. Расчет передач
4.1 Расчет зубчатой конической передачи с круговым зубом
4.1.1 Выбор материала
По табл.9.6, стр.173 [6] принимаем:
? шестерня: сталь 30ХГС, термообработка - улучшение, твердость 280НВ;
? колесо: сталь 45, термообработка - улучшение, твердость 263НВ.
4.1.2 Суммарное число циклов переменных
напряжений за весь срок службы
Число циклов для шестерни
Число циклов для колеса
.
4.1.3 Определение допускаемых напряжений
(формула 9.10, стр.151 [6])
Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса (табл.9.8, стр.174 [6])
; ;
SH=1,1 - коэффициент безопасности, определяется обработкой поверхностей (стр.151 [6]).
Базовое число циклов для шестерни и зубчатого колеса (рис.9.11, стр.150 [6])
циклов; циклов.
Коэффициент долговечности KHL, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки, для шестерни и зубчатого колеса при и
;
.
Допускаемое контактное напряжение для шестерни и зубчатого колеса
МПа;
МПа.
Для передачи с непрямыми зубьями принимаем условие допускаемого напряжения
МПа.
4.1.4 Определение допускаемых напряжений
при изгибе (формула 9.14, стр.152 [6])
,
где SF=1,9 - коэффициент безопасности;
KFC - коэффициент, учитывающий влияние срока службы м режима нагружения, при твердости зубьев ?350 НВ (стр. 194 [7])
,
где NFG=4•106 ?, базовое число циклов переменных напряжений для любых сталей (стр. 194 [7]).
Эквивалентное число циклов перемены напряжений для шестерни и зубчатого колеса
; .
Для длительно работающих передач при NFE1>NFG, NFE2>NFG принимаем КFL=1 (стр. 194 [7]).
Допускаемое напряжение при изгибе для шестерни и зубчатого колеса
МПа,
МПа.
4.1.5 Определение геометрических параметров
зубчатой конической передачи с круговым зубом
Внешний делительный диаметр конического колеса (формула 9.40, стр.162 [6])
,
где Кd=86 - числовой коэффициент;
Т2=48,42•103 Н•мм - крутящий момент на зубчатом колесе рассчитываемой передачи;
U=2,8 - передаточное число;
[уН] =383 МПа - допускаемое контактное напряжение;
шRE=0,285 - коэффициент длины зуба (стр.163 [6]);
КНв=1,25 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (табл.9.17, стр.180 [6]).
Требуемый внешний делительный диаметр конического колеса
мм.
Принимаем по табл.9.5, стр.172 [6] при U=2,8 и dе2=160 мм ширину зубчатого венца конического колеса b=24 мм.
Задаемся числом зубьев шестерни (стр.148 [6])
z1=18.
z2= z1•U=18•2,8=50,4.
Принимаем z2=50.
Уточняем передаточное число
.
Геометрические параметры зубчатых колес определяем по табл.9.15, стр.179 [6]:
? внешний делительный диаметр
мм
мм
? внешний торцовый модуль
; ;
? внешнее конусное расстояние
мм
? ширина зубчатого колеса
; ; ;
? среднее конусное расстояние
мм;
? задаемся предварительно углом наклона зубьев;
? средний нормальный модуль
;
? угол делительного конуса
;
? внешняя высота зуба
мм;
? внешняя высота головки зуба
,
,
где х1 - коэффициент радиального смещения
;
Тогдамм;
мм;
внешняя высота ножки зуба
мм;
мм;
угол ножки зуба
внешний диаметр вершин зубьев
мм;
мм;
средний делительный диаметр шестерни и колеса
мм;
мм.
4.1.6 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям
Окружная скорость зацепления
м/с.
По табл.9.9, стр.175 [6] назначаем степень точности 8-я.
Контактные напряжения (стр.187 [6])
,
где zм=275 (Н/мм) 1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес;
zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
;
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;
где еб - коэффициент торцевого перекрытия;
;
;
Кн=Кнб•Кнв•Кнн,
где Кнб=1,08 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (табл.9.12, стр.178 [6]);
Кнв=1,25;
Кнн=1 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;
;
МПа,
ун=389 МПа> [ун] =383 МПа,
значит прочность обеспечена.
Расхождение
,
т.е. передача перегружена на 1,6%, что допустимо.
4.1.7 Проверочный расчет зубьев
на усталость при изгибе
Расчетные напряжения (формула 9.45, стр.164 [6])
Расчет выполняется для того зубчатого колеса, у которого меньшее отношение
.
YF - коэффициент формы зуба. Определяем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев колеса (табл.9.10, стр.175 [6])
;
;
Расчет выполняем для шестерни:
Yе=1 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (стр.164 [6]);
Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба (стр.164 [6]))
, Т=Т2=17,92•103 Н•мм
- вращающий момент на колесе;
KF=KFб•KFв•KFх
- коэффициент нагрузки;
KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
,
KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (табл.9.13, стр.176 [6])
;
KFх=1,3 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (табл.9.13, стр.178 [6]);
;
z=z1=18;
b=b1=24;
mn=1,88 - средний нормальный модуль.
Расчетные напряжения
МПа < [уF] 1=284 МПа.
Прочность зубьев на усталость при изгибе обеспечена.
4.2 Расчет цепной передачи
Принимаем роликовую однорядную цепь:
Р1=2,597 кВт - мощность на ведущей звездочке;
n1=512,14 мин-1 - частота вращения ведущей звёздочки;
U=2,61 - передаточное число;
а= (30…50) •рц - межосевое расстояние.
Регулировка натяжения производиться перемещением натяжной звездочки, нагрузка с умеренными толчками, смазка периодическая, работа в одну смену, расположение передачи горизонтальное.
По табл.11.4, стр.257 [7] в зависимости от передаточного числа принимаем:
число зубьев малой звёздочки
z1=26;
число зубьев ведомой звездочки
z2=z1•U=26•2,61=68.
Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (стр.260 [7])
,
где - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;
- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;
- коэффициент, учитывающий наклон передачи;
- коэффициент, учитывающий регулировку передачи;
- коэффициент, учитывающий характер смазки;
- коэффициент, учитывающий режим работы передачи;
при односменной передаче .
.
Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q0] при n1=512,14 мин-1 (табл.11.7, стр.260 [7])
МПа.
Ориентировочное значение шага цепи по уравнению (11.7), стр.258 [7] mp=1
мм.
Для определения оптимального значения шага задаемся тремя смежными шагами цепи ПР ГОСТ 13568-75 (табл.11.3, стр.256 [7]) и расчеты сводим в таблицу 4.2.1.
Таблица 4.2.1
|
Определяемые величины и расчетные уравнения |
Шаг цепи Рц, мм |
Примечание |
|||
|
12,7 |
15,875 |
19,05 |
|||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
|
Разрушающая нагрузка Q,H Ширина внутреннего звена Ввн, мм Диаметр оси d, мм Масса одного погонного метра, кг/м Проекция опорной поверхности шарнира А, мм2 Рекомендуемое межосевое расстояние а=40рц, мм Средняя скорость цепи , Длина цепи, выраженная в шагах Допустимая частота вращения меньшей звездочки (табл.11.3, стр.256 [7]), мин-1 Число ударов цепи в секунду , с-1 Допустимое значение (табл.11.3, стр.256 [7]), с-1 Полезное рабочее усилие , Н Уточняем коэффициент Ка, для чего определяем межосевое расстояние, выраженное в шагах Уточнённое значение Ка Уточнённое значение Кэ Давление в шарнирах цепи , МПа Допустимое значение [q0] (табл.4.6, стр.76, ч.1 [5]), МПа Натяжение цепи от центробежных сил , Н |
18000 7,75 4,45 0,71 39,6 508 2,8 128,1 2550 3,5 40 927,5 40Рц 1,0 1,98 36,7 26,75 |
23000 9,65 5,08 0,96 51,5 635 3,5 128,1 2150 3,5 30 742 40Рц 1,0 1,98 21,8 26,75 11,8 |
25000 12,7 5,96 1,52 106 762 4,2 128,1 1550 3,5 25 618 40Рц 1,0 1,98 11,8 24,1 26,8 |
||
|
Натяжение от провисания цепи при Кf=6 (стр.262 [7]) , Н Расчётный коэффициент безопасности Допустимое значение [S] (табл.11.11, стр.263 [7]) Нагрузка на валы при Кв=1,15 (табл.11.10, стр.263 [7]) , Н |
35,9 24,5 9,0 853,3 |
68,2 29,9 9,9 710,7 |
Принимаем однорядную цепь с шагом Рц=15,875, т.к. передача будет иметь меньшие габариты. Цепь ПР-15,875-2300 ГОСТ 13568-75 (табл.4.1, стр.73, ч.1 [5]) имеет следующие характеристики:
Рц=15,875 мм. - шаг цепи;
D=10,16 мм. - диаметр ролика;
bBH=9,65 мм. - ширина внутреннего звена;
b=14,73 мм. - ширина цепи;
h=14,8 мм. - высота цепи;
А=51,5 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира.
Геометрический расчет звездочек (табл.8.9, стр.135 [6]) сводим в табл.4.2.2.
Таблица 4.2.2
|
Параметры |
Обозначение |
Звёздочки для роликовых цепей |
||
|
Ведущая |
Ведомая |
|||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
|
Число зубьев малой звездочки Число зубьев большой звездочки Угол поворота звеньев цепи на звездочке Диаметр окружности: делительный выступов впадин Диаметр ролика цепи (табл.8.1, стр.131 [6]) Диаметр обода Коэффициент высоты зуба Геометрическая характеристика зацепления Профильный угол зубьев (угол заострения зуба) Половина угла впадины Угол сопряжения Радиус: впадины зуба сопряжения головки зуба Длина прямого участка профиля Радиус закругления зуба |
z1 z2 ц dд De Di D Dc K л 2г б в r r1 r2 fg r3 |
26 13,85° 131,7 139,2 120,5 10,16 113 0,532 1,56 14,54° 52,69° 15,85 5,6 13,73 6,73 0,94 17,3 |
68 5,29° 344 351,8 332,8 10,16 325,6 0,532 1,56 16,06° 54,1° 17,2 5,6 13,73 6,59 1,08 17,3 |
|
|
Координаты центра радиуса Ширина зуба Толщина диска |
hr b3 д |
8,1 8,8 12,0 |
8,1 8,8 12,0 |
5. Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Производим ориентировочный расчет валов на кручение без учета изгиба и влияния концентраторов напряжений, принимая рекомендованные пониженные величины допускаемых напряжений [ф] =20…35 МПа (стр.293 [6]).
Определяем диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (быстроходного)
мм.,
где Т1=17,92 Н•м.
С учетом посадочного диаметра муфты принимаем dбв=25 мм. (табл.13.15, стр.312 [10]).
Под манжету принимаем dбм=26 мм. и выбираем манжету (табл.24.29, стр.402 [3]): Манжета 1.1-26Ч45 ГОСТ 8752-79.
Для участка цепи с резьбой принимаем М30Ч1,5 и выбираем гайку круглую шлицевую (табл.24.24, стр.397 [3]): Гайка М30Ч1,5 ГОСТ 11871-80 и стопорную многолапчатую шайбу (табл.24.25, стр.398 [3]): Шайба 30 ГОСТ 11872-80.
Посадочные диаметры под подшипники принимаем dбп=35 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2007107 ГОСТ 333-79 (П.7, стр.401, [9]): d=35 мм, Т 18 мм, В=17 мм, с=15 мм, б=13°, Сr=32 кН, Со=23 кН.
Определяем диаметр выходного конца ведомого вала редуктора (тихоходного)
мм,
где Т2=48,42 Н•м.
С учетом посадочного диаметра звёздочки принимаем dтв=22 мм (табл.13.15, стр.312 [10]).
Под манжету принимаем dтм=28 мм и выбираем манжету (табл.24.29, стр.402 [3]): Манжета 1.2-28Ч45 ГОСТ 8752-79.
Посадочные диаметры под подшипники принимаем dтп=30 мм. В качестве подшипников намечаем радиальные с коническим роликом особо легкой серии диаметра: Подшипник 2007106 ГОСТ 333-79 (П.7, стр.401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, б=13°, Сr=27 кН, Со=19,9 кН.
Принимаем крышки:
Проходная ГОСТ 18512-73 (табл. К16, стр.393 [10]);
Глухая ГОСТ 18511-73 (табл. К15, стр.393 [10]).
6. Выбор муфт
В соответствии с заданием на ведущем валу устанавливается упругая муфта. По табл.6.13, стр. 208, т.2 [5] в соответствии с передаваемым моментом Т1=17,92 Н•м выбираем муфту с допускаемым крутящим моментом [T] =125 Н•м, посадочным диаметром на вал двигателя d1=28 мм и длиной полумуфты l1=60 мм, посадочным диаметром на вал редуктора d2=25 мм и длиной полумуфты l2=42 мм; общей длиной муфты L=107 мм и наружным диаметром D=125 мм.
Обозначение муфты: Муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП 125-28-I.1-25-II.2-У3 ГОСТ 21424-75,где [T] =125 Н•м,
d1=28 мм;
d2=25 мм;
тип муфты I - под цилиндрические концы валов;
исполнение муфты I - на длинные концы валов;
тип муфты II - под цилиндрические концы валов;
исполнение муфты II - на длинные концы валов;
климатическое исполнение - У3.
Муфта принята по стандарту, с запасом по крутящему моменту, расчет ее не требуется, т.к. работоспособность ее обеспечена.
Радиальная сила, вызванная радиальным смещением, определяется по соотношению
,
где Дr=0,3 - радиальное смещение, мм (табл.6.13, стр. 208, т.2 [5]);
Сr=2940 - радиальная жесткость муфты, Н/мм (табл.10.27, стр.237 [10]).
Н.
7. Выбор смазки передач и подшипников
Смазывание зубчатого зацепления производиться окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Необходимый объем масла - 0,9 л.
По табл.10.8 (стр.253 [9]) устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ун=389 МПа и средней скорости х=3,7 м/с вязкость масла должна быть приблизительно равна 28•10-6 м2/с. По табл.10.29, стр.241 [10] принимаем масло индустриальное И - Г - А - 46 ГОСТ 17479.4-87.
Подшипники смазываем пластичным смазывающим материалом, закладываемым в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази выбираем по табл.9.14 (стр. 203 [9]) - солидол марки УС - 2.
8. Расчет элементов корпуса
Корпус выполняется из чугунного литья. Основные размеры оснований корпуса и крышки корпуса определяем на основании эмпирических зависимостей (табл.10.2, стр.241 [9]).
Толщина стенок корпуса и крышки
д=0,05•Re+1=0,05•85+1=5,25 мм, принимаем д=8 мм,
д1=0,04•Re+1=0,04•85+1=4,4 мм, принимаем д1=8 мм.
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и пояса крышки=
b=1,5•д=1,5•8=12 мм;
b1=1,5•д1=1,5•8=12 мм;
нижнего пояса корпуса
р=2,35•д=2,35•8=18,8 мм, принимаем р=20 мм.
Толщина рёбер основания корпуса
мм.
Толщина рёбер крышки
мм.
Диаметры болтов: фундаментальных
d1=0,072•Re+12=0,072•85+12=18,12 мм,
принимаем фундаментальные болты с резьбой М20;
болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника
d2= (0,7ч0,75) d1= (0,7ч0,75) •20=14ч15 мм,
принимаем болты с резьбой М16;
болтов, соединяющих крышку с корпусом,
d3= (0,5ч0,6) d1= (0,5ч0,6) •20=10ч12 мм,
принимаем болты с резьбой М12.
9. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными торцами. Размеры сечений призматических шпонок и пазов по ГОСТ 23360-78 (табл.4.1, стр.58 [6]).
Материал шпонок - Сталь 45.
Расчет производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала (стр.48 [6])
,
где Т - крутящий момент на валу, Н•м;
d - диаметр вала, мм;
lр - l - b - рабочая длина шпонки, мм;
l - полная длина шпонки, мм;
b - ширина шпонки, мм;
t1 - глубина паза вала, мм;
h - высота шпонки, мм;
[усм] =250 МПа - допускаемое напряжение при смятии (стр.48 [6]), т.к. твердость вала и ступицы больше твердости шпонки.
9.1 Расчет шпонки под муфту на входном валу
Т=17,92 Н•м; d=22,9 мм.
При dср=22,9 мм принимаем шпонку с размерами (табл.24.31, стр.404 [3]): b=5 мм; h=5мм; t1=3 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы муфты принимаем l=22 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l - b=22 - 5=17 мм.
Обозначение: Шпонки 5Ч5Ч22 ГОСТ 23360-78.
МПа < [усм].
Условие усм < [усм] выполнено.
9.2 Расчет шпонки под звездочку цепной передачи на выходном валу
Т=48,42 Н•м; d=22 мм.
При d=22 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр.58 [6]): b=6 мм; h=6 мм; t1=3,5 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы звездочки принимаем l=18 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l - b=18 - 6=12 мм.
Обозначение: Шпонка 6Ч6Ч18 ГОСТ 23360-78.
МПа < [усм]
Условие усм < [усм] выполнено.
9.3 Расчет шпонки под колесо на выходном валу
Т=48,42 Н•м; d=34 мм.
При d=34 мм принимаем шпонку с размерами (табл.4.1, стр.58 [6]): b=10 мм; h=8 мм; t1=5 мм.
Из ряда стандартных длин (табл.4.1, стр.58 [6]) с учетом длины ступицы колеса принимаем l=28 мм.
Рабочая длина шпонки lp=l - b=28 - 10=18 мм.
Обозначение: Шпонка 10Ч8Ч228 ГОСТ 23360-78.
МПа < [усм]
Условие усм < [усм] выполнено.
10. Уточненный расчет валов
10.1 Силы в зацеплении
Быстроходный вал редуктора:
Т1=17,92 Н•м - крутящий момент на валу;
d1=49,5 мм - средний делительный диаметр шестерни;
вn=35° - средний угол наклона зубьев;
д1=19°48? - угол делительного конуса.
Силы, действующие на шестерню:
Окружная
Н
Радиальная
Н;
Осевая
Н
сила, действующая на вал от муфты Fm=882 Н.
Тихоходный вал редуктора:
Т2=42,48 Н•мм - крутящий момент на валу;
d2=137,4 мм - средний делительный диаметр колеса.
Силы, действующие на колесо:
окружнаяН;
радиальнаяН;
осеваяН;
нагрузка на вал передачиН.
10.2 Расчет быстроходного вала
10.2.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов
Плоскость XOZ: ;
;
Н
;
;
Н.
Проверка:
;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А:
Н•мм = - 64,4 Н•м;
под опорой В:
Н•мм = - 10,3 Н•м;
под шестерней: ;
Н•мм = - 10,3 Н•мм;
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Плоскость YOZ: ;
;
Н;
;
;
Н.
Проверка: ;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А: ;
под опорой В: Н•мм = - 23,2 Н•мм;
под шестерней: ; .
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой А:
Н•м;
под опорой В:
Н•м;
под шестерней: ;
Н•м.
Строим эпюру суммарного изгибающего момента.
Максимальный изгибающий момент под опорой А: Н•м.
Строим эпюру крутящего момента: Н•м.
Суммарные реакции в опорах:
Н•м;
Н•м.
10.2.2 Уточненный расчет быстроходного вала
Материал вала - сталь Ст 50 (термообработка улучшение ув=790 МПа (табл.9.6, стр.173 [6])).
Определяем коэффициент запаса прочности для опасного сечения, которое проходит по посадке колеса на вал: Мк = 67,7 Н•м, Т = 48,42 Н•м, концентратор напряжений, посадка подшипника на вал d = 35 мм.
,
где [S] =1,3…1,5 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения прочности;
[S] =2,5…4 - требуемый коэффициент запаса для обеспечения жесткости.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
;
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр.295 [6])
.
Амплитуда цикла нормальных напряжений
,
где М=МА=64,4 Н•м.
Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6])
мм3.
МПа.
ум=0 - стр.295 [6].
Ку=2,76 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6]);
Еу=0,865 - коэффициент, учитывающий снижение механических свойств материала с ростом размера заготовки (табл.14.3, стр.300 [6]);
шу=0,20 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр.300 [6]).
.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
Предел выносливости материала вала при кручении (стр.295 [6])
.
Амплитуда цикла нормальных напряжений
,
где Т=17,92 Н•м.
Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр.299 [6])
мм3., МПа.
кф=2,01 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении (табл.14.2, стр.299 [6]);
еф=0,865 - коэффициент, учитывающий влияние постоянной составляющей цикла на усталость (табл.14.4, стр.300 [6]).
.
Коэффициент запаса прочности
=2,5…4
10.3 Расчет быстроходного вала
10.3.1 Реакции в опорах, эпюры изгибающих и крутящих моментов
Плоскость XOZ: ;
;
H.
Проверка: ;
;
; 0=0.
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой С: ;
под опорой D:
Н•мм = ? 63,1 Н•м;
под колесом:
Н•мм = ? 63,8 Н•мм;
Н•мм = ? 54,9 Н•м.
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости XOZ.
Плоскость YOZ: ;
;
Н;
; ;
Н;
Проверка: ;
;
; .
Изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой С: ;
под опорой D: ;
под колесом:
Н•ммН•м;
Н•ммН•м;
Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости YOZ.
Суммарные изгибающие моменты в характерных точках:
под опорой C: ;
под опорой D:
Н•м;
под колесом: Н•м;
Н•м;
Строим эпюру суммарного изгибающего момента.
Максимальный изгибающий момент под колесом: Н•м.
Строим эпюру крутящего момента: Н•м.
Суммарные реакции в опорах:
Н•м;
Н•м;
10.3.2 Уточненный расчет быстроходного вала
Материал вала - сталь Ст 50 (термообработка улучшение уВ=790 МПа (табл.9.6, стр.173 [6])).
У ведомого вала проверим сечение под колесом, у которого МПа;
Т=48,42 Н•м; посадочный диаметр колеса на вал d=34 мм.
Предел выносливости материала вала при симметричном цикле изгиба (стр.295 [6]) МПа.
Момент сопротивления сечения вала при изгибе (табл.14.2, стр.299 [6])
,
где b=6 мм - ширина канавки;
t1=5 мм - глубина канавки.
мм2.
Амплитуда цикла нормальных напряжений
МПа.
ум=0 (стр.295 [6]), ку=1,825 (табл.14.2, стр.299 [6]); еу=0,864 (табл.14.3, стр.300 [6]); шу=0,20 (табл.14.4, стр.300 [6]).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
.
Предел выносливости материала при кручении (стр.295 [6]) ф-1=169,9 МПа.
Момент сопротивления сечения вала при кручении (табл.14.2, стр.299 [6])
мм3.
Амплитуда цикла нормальных напряжений
МПа.
кф=1,62 (табл.14.2, стр.299 [6]); еф=0,865 (табл.14.3, стр.300 [6]); шф=0,10 (табл.14.4, стр.300 [6]).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
.
Коэффициент запаса прочности
11. Расчет подшипников по динамической грузоподъемности
11.1 Расчет подшипников быстроходного вала
Быстроходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.
Подшипник 2007107 ГОСТ 333 - 79 (П.7, стр.401, [9]): d=35 мм, D=62 мм, Т=18 мм, В=17 мм, с=15 мм, б=12°, Сr=32 кН, Со=23 кН.
Вал вращается с частотой n=n1=1434 мин-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).
Fa21=586 Н - осевая сила в зацеплении;
RA=1584,6 Н - радиальная нагрузка на левый подшипник;
RB=1295,6 Н - радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схема нагружения подшипников
По табл.5.13, стр.136, ч.2 [5] определяем .
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
Н;
Н;
По табл.5.1, стр.101, ч.2 [5] при SA>SB и Fa21=586 H > SA - SB=584,75 - 448,7= =136,05 H.
Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:
Н;
Н.
Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр.136, ч.2 [5])
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников А и В:
Н;
Н;
где Ку=1 - коэффициент безопасности (табл.5.16, стр.137, ч.2 [5]);
КТ=1,05 - температурный коэффициент (табл.5.17, стр.137, ч.2 [5]).
Определяем долговечность более нагруженного подшипника А:
.
Найденная долговечность приемлема.
11.2 Расчет подшипников тихоходного вала
Тихоходный вал установлен в конических радиально-упорных подшипниках.
Подшипник 2007106 ГОСТ 333 - 79 (П.7, стр.401, [9]): d=30 мм, D=55 мм, Т=17 мм, В=16 мм, с=14 мм, б=13°, Сr=27 кН, Со=19,9 кН.
Вал вращается с частотой n=n2=512,14 мин-1, вместе с валом вращается внутреннее кольцо подшипника (V=1).
Fa12=131 Н - осевая сила в зацеплении;
RC=617,4 Н - радиальная нагрузка на левый подшипник;
RD=970,8 Н - радиальная нагрузка на правый подшипник.
Схема нагружения подшипников
По табл.5.13, стр.136, ч.2 [5] определяем е=1,5•tgб=1,5•tg13°=0,3463.
Осевые составляющие от радиальных нагрузок
Н;
Н.
По табл.5.1, стр.101, ч.2 [5] при SC>SD и Fa12=131 Н > SD?SC=336,8 - 213,8=123 Н.
Суммарные осевые нагрузки для конических подшипников:
Н;
Н.
Сравниваем отклонение осевой нагрузки на подшипники к их радиальной нагрузке (табл.5.13, стр.136, ч.2 [5])
Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников C и D:
Н;
Н;
Определяем долговечность более нагруженного подшипника D:
.
Найденная долговечность больше требуемой. Подшипники выбираются из конструктивных соображений.
12. Выбор посадок деталей, шероховатости поверхностей, предельных отклонений формы и расположение поверхностей
Посадки назначаем в соответствии с указаниями в табл.10.13, стр.263 [9].
Посадка звёздочки цепной передачи, шайбы мазеудерживающей, кольца распорного на вал и крышек по ГОСТ 25347-82.
Посадка зубчатого колеса на вал .
Посадка полумуфты на вал .
Шейки валов под подшипниками выполняем с отклонением вала k6. Отклонение отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.
Шейки валов под манжеты выполняем с отклонением вала h8.
Посадка стаканов под подшипники качения в корпус .
Посадка шпонок на вал .
13. Порядок сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и роликовые конические подшипники, предварительно нагретые до 80 - 100°С;
в ведомый вал закладывают шпонку 10Ч8Ч28 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают роликовые подшипники, предварительно нагретые в масле.
Подшипники ведущего вала установлены “врастяжку”.
Для нормальной работы подшипников следует следить за тем, чтобы, с одной стороны, вращение подвижных элементов подшипников не было излишне больших зазоров. Соблюдение этих требований, т.е. создание в подшипниках зазоров оптимальной величины, производится с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников. Необходимая толщина набора может быть составлена из тонких металлических колец толщиной 0,1; 0,2; 0,4; 0,8 мм.
Литература
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя:. В 3-х томах - 5-е издание, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение, 1979
2. Детали машин. Атлас конструкций/ Под ред. Решетова Д.Н. - М.: Машиностроение, 1968.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высшая школа, 1985.
4. Иванов М.Н. Детали машин: Учебное пособие для студентов втузов/ Под ред. В.А.Финогенова - 6-е изд., перераб. - М.: Высшая школа, 1998.
5. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Справочное пособие. Часть 1, 2 - Мн.: Вышэйшая школа, 1982.
6. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин: Справочное пособие/ А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов - 3-е изд., перераб. и доп. - Мн.: Вышэйшая школа, 1986.
7. Курмаз Л.В. Детали машин. Проектирование: Учеб. пособие/ Л.В. Курмаз, А.Т. Скойбеда. - Мн.: УП “Технопринт”, 2001 - 290с.
8. Ничипорчик С.Н. и др. Детали машин в примерах и задачах: Учебное пособие/ Под общей ред. С.Н. Ничипорчика - 2-е изд. - Мн.: Вышэйшая школа, 1981.
9. Скойбеда А.Т. и др. Детали машин и основы конструирования: Учебн./ А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик; Под общей ред.А.Т. Скойбеды - Мн.: Вышэйшая школа, 2000.
10. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1991.
Приложение
Спецификации
Подобные документы
Крутящие моменты на валах привода. Выбор материала и термообработки зубчатых колес. Проектировочный расчет тихоходной ступени. Расчет подшипников качения по динамической грузоподъемности. Подбор подшипников для промежуточного и быстроходного вала.
курсовая работа [1,8 M], добавлен 23.10.2015Определение мощности электродвигателя, частот вращения и крутящих моментов на валах привода. Расчёт цилиндрической и цепной передач, шпоночных соединений, подшипников, валов, муфты. Конструирование зубчатого колеса, корпусных деталей. Выбор посадок.
курсовая работа [404,7 K], добавлен 31.05.2015Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя для привода цепного транспортера. Определение вращающих моментов на валах. Конструирование подшипников и валов. Расчет зубчатой передачи, межосевого расстояния и шпоночных соединений. Модуль передач.
курсовая работа [129,7 K], добавлен 25.10.2015Описание привода, выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет передач. Предварительный расчет валов и выбор подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки и посадок для сопряжения основных деталей привода к маслораздаточной коробке.
курсовая работа [1,4 M], добавлен 21.12.2011Описание устройства и работы привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Методика расчета передач, подбор муфт и подшипников. Расчет валов на выносливость, элементов корпуса, квалитетов точности, назначение посадок и шероховатостей.
курсовая работа [3,4 M], добавлен 23.10.2014Выполнение кинематического расчета привода: выбор электродвигателя, определение частот вращения и вращающих моментов на валах. Расчет зубчатых передач и проектные расчеты валов. Выбор типа и схемы установки подшипников. Конструирование зубчатых колес.
курсовая работа [1,7 M], добавлен 23.09.2010Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Определение параметров приводного вала. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес. Расчет валов; выбор подшипников, шпонок, муфты.
курсовая работа [177,3 K], добавлен 13.02.2016Описание схемы привода и суточного графика нагрузки на 5 лет. Выбор электродвигателя. Силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач, их геометрических параметров. Компоновка цилиндрического зубчатого редуктора. Расчет валов и подшипников качения.
курсовая работа [732,6 K], добавлен 16.01.2012Описание устройства и работы заднего привода. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. Подбор подшипников качения по долговечности. Выбор посадок, квалитетов точностей и шероховатостей поверхности, допусков формы. Описание сборки редуктора.
курсовая работа [480,3 K], добавлен 15.04.2014Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода. Расчет зубчатой передачи. Конструирование зубчатого редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Расчет шпонки и валов.
курсовая работа [826,4 K], добавлен 28.05.2015
