Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
PAGE 40
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Краткое описание работы привода
Лит.
Листов
1
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Кинематический расчёт привода
Лит.
Листов
4
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Расчёт клиноременной передачи
Лит.
Листов
5
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
EMBED Equation.3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
6
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи
Лит.
Листов
8
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
8
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Расчёт на ЭВМ
Лит.
Листов
1
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Расчёт и конструирование основных элементов корпуса
Лит.
Листов
4
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Выбор конструкции и проектный расчёт валов
Лит.
Листов
2
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Предварительный выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
Лит.
Листов
3
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Петрашкевич
Провер.
Осоко
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Осоко
Проверочные расчёты
Лит.
Листов
7
БГТУ
3.31.06.06.11
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
2
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
3
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
4
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
5
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
6
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
7
ПМ. 04. В8Б. 000. 000ПЗ
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
1
Разраб.
Веркеев
Провер.
Блохин
Реценз.
Н. Контр.
Утверд.
Блохин
Выбор способа смазки
Лит.
Листов
1
БГТУ
3.31.06.06.11
1 Краткое описание работы привода
Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А112МА6.
Рассматриваемый привод включает в себя следующие узлы:
1.Электродвигатель.
2. Ременную передачу.
3. Одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.
4. Муфта.
5. Ленточный конвейер.
Крутящий момент с вала электродвигателя посредством ременной передачи передаётся на входной вал цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора, с выходного вала которого посредством муфты на приводной вал ленточного конвейера.
Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода
2 Кинематический расчёт привода
В рассматриваемом приводе мощность на ведомом валу , а скорость ленты при диаметре барабана D=400мм, равна V=1.05м/с.
2.1 Определение мощности на валах привода
Коэффициент полезного действия 0 привода определяем по [1] с. 19:
(2.1)
где – коэффициенты полезного действия (КПД) отдельных кинематических пар.
В нашем случае формулу (2.1) можно записать следующим образом:
(2.2)
где – КПД ременной передачи;
– КПД зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами;
– КПД муфты;
– КПД для одной пары подшипников.
Принимаем следующие значения КПД по [1] табл.2.1, с. 19:
Определяем необходимую расчётную мощность на валу электродвигателя по [1] с. 19:
(2.3)
Определяем мощности на валах ,по [1] с. 20:
(2.4)
2.2 Кинематический расчёт привода
Ориентировочное значение угловой скорости вала электродвигателя , с-1 , определяем по [1] с. 20:
(2.5)
где – ориентировочное передаточное число привода;
– угловая скорость на выходе, с-1.
Ориентировочно передаточное число привода можно определить по [1] с. 20:
(2.6)
где , и т. д. – средние значения передаточных чисел передач привода.
Производится разбивка по отдельным ступеням с определением фактических передаточных чисел всех передач по [1] табл. 2.2, с. 21:
=3,5;
=4,1;
Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя , мин-1 , определяем по [1] с. 21:
(2.7)
где - ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя.
Для работы данного привода с заданными параметрами необходимо использовать электродвигатель с действительной частотой вращения вала марки 4А112МА6 с мощностью [1], табл. 2.3, с.22.
Действительную угловую скорость , с-1, определяем по [1] с. 21:
(2.8)
где табличное значение частоты вращения вала электродвигателя.
Тогда фактическое передаточное число определяем по [1] с. 21:
(2.9)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
угловая скорость на ведомом валу, с-1.
Определяем угловую скорость , с-1 , на первом валу привода по [1] с. 21:
(2.10)
где действующая угловая скорость двигателя, с-1.
Определяем угловую скорость , с-1 , на втором валу привода по [1] с. 25:
(2.11)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
передаточное число на первом валу.
Определяем угловую скорость , с-1 , на третьем валу привода по [1] с. 25:
(2.12)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
передаточное число на первом валу;
передаточное число на втором валу.
Определяем угловую скорость , с-1 , на четвёртом валу привода по [1] с. 25:
(2.13)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
передаточное число на первом валу;
передаточное число на втором валу;
передаточное число на третьем валу.
Определяем частоты вращения валов привода ,в зависимости от угловых скоростей на соответствующих валах ,исходя из [1] с. 25:
(2.14)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
угловая скорость на втором валу, с-1;
угловая скорость на третьем валу, с-1.
2.3 Определение крутящих моментов на валах, их проверочный расчёт
Определяем крутящие моменты ,на валах привода в зависимости от мощности , и угловой скорости , на соответствующих валах по [1] с. 25:
(2.15)
где угловая скорость на первом валу, с-1;
угловая скорость на втором валу, с-1;
угловая скорость на третьем валу, с-1;
мощность на первом валу, Вт;
мощность на втором валу, Вт;
мощность на третьем валу, Вт;
мощность на четвёртом валу, Вт.
Таблица 2.1 - Сводная таблица результатов рассчётов
|
Номер вала |
Мощность, кВт |
Угловая скорость, с-1 |
Частота вращения, мин-1 |
Крутящй момент, Нм |
|
1 |
2,566 |
100 |
955 |
25,6 |
|
2 |
2439 |
19,6 |
187,2 |
124,4 |
|
3 |
2,360 |
5,3 |
50,6 |
446 |
|
4 |
2,295 |
5,3 |
50,6 |
443 |
В клиноременной передаче поперечное сечение ремня имеет форму клина. Такая форма обеспечивает увеличение силы трения между ремнём и шкивом за счёт эффекта заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня меньше, чем у плоскоременных передач, что приводит к уменьшению сил, действующих на опоры, а также уменьшению диаметров шкивов и увеличению передаточного числа.
Расчёт передачи выполняем в следующей последовательности:
В зависимости от крутящего момента, , выбираем тип ремня и минимальный диаметр ведущего шкива по [1] таблица 7.4, с. 82.
Результаты заносим в таблицу 3.1:
Таблица 3.1 - Значения шкива для передачи наибольших моментов
|
Крутящий момент на ведущем шкиве, Нм |
Обозначение сечения ремня, |
Диаметр малого шкива, мм |
|
11 - 70 |
A |
100 |
D1 = 100 мм.
Диаметр ведомого шкива, D1, мм, определяем по [1] с. 76:
(3.1)
где U1 – передаточное число ременной передачи;
D1 – диаметр первого шкива, мм;
0,015 - коэффициент скольжения ремня по ГОСТ 17383.
мм
Принимаем D2 = мм.
Определяем фактическое передаточное число по [1] с.77:
(3.2)
где D1 – диаметр первого шкива, мм;
D2 – диаметр второго шкива, мм;
0,015 - коэффициент скольжения ремня по ГОСТ 17383.
Выполняется условие:
Определяем окружную скорость ремня V, м/с, по [1] 77:
(3.3)
где D1 – диаметр первого шкива, мм;
– угловая скорость первого шкива, с-1.
Минимальное и максимальное межосевые расстояния определяем по [1] с. 83:
(3.4)
(3.5)
где D1 – диаметр первого шкива, мм;
D2 – диаметр второго шкива, мм;
h – высота ремня, мм. Из [1] таблица 7.5, с. 83 h = 10,5 мм.
Принимаем межосевое расстояние
Определяем требуемую длину ремня по [1] с. 83:
(3.6)
где D1 – диаметр первого шкива, мм;
D2 – диаметр второго шкива, мм;
– межосевое расстояние, мм.
Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону =1400 мм.
Уточняем межосевое расстояние по [1] с. 84:
(3.7)
где L– длина ремня, мм;
.
=17424
Определяем угол обхвата , град, на малом шкиве по [1] с.84:
(3.8)
где D1 – диаметр первого шкива, мм;
D2 – диаметр второго шкива, мм;
а – межосевое расстояние, мм.
Определяем требуемое число ремней для передачи заданной мощности Z по [1] формула (43):
(3.9)
где Р1 – передаваемая мощность, кВт;
Kp – коэффициент, учитывающий влияние режима работы. Кр=1 при спокойной работе передачи;
P0 – мощность, передаваемая в стандартных условиях ремнём, кВт.
Из [1] таблица 7.6, с. 85:
Полученное значение округляем до целого в большую сторону . При этом выполняется условие
Проверяем частоту пробегов ремня на шкивахпо [1] с. 84:
(3.10)
где V – скорость ремня, м/с;
L– длина ремня, м.
Следовательно, условие долговечности соблюдается.
Определяем силу предварительного натяжения одного ремня, по [1]
с. 85:
(3.11)
Определяем силу, действующую на валы, по [1] с. 85:
(3.12)
где Z - число ремней для передачи заданной мощности;
– угол обхвата, град.
Определяем параметры и конструкции шкивов:
Рисунок 3.1 - Конструкция шкивов
Количество спиц определяем по [1] с. 86:
(3.13)
- для ведущего шкива.
Шкив делают с диском, т.к. .
- для ведомого шкива.
Шкив делают с диском, т.к. .
Определяем длину большей оси эллипса h спицы (рисунок 3, в) по [1] с. 111:
(3.14)
где n – число спиц;
– допускаемое напряжение изгиба. Для чугунных шкивов
Значение в миллиметрах;
– окружная сила, Н, определяемая по [1] с. 80:
где крутящий момент на ведомом шкиве, ;
диаметр ведомого шкива, мм.
Длина малой оси эллипса а, мм, определяем по [1] с. 111:
(3.15)
Наружный диаметр ступицы (рисунок 4.2) определяем по [1] с. 111:
(3.16)
где диаметр вала.
Длину ступицы (рисунок 3.1) определяем по [1] с. 111:
(3.17)
где диаметр вала.
В - ширина обода клиноременного шкива (рисунок 3.1), мм, определяемая по [1] с. 114:
(3.18)
где z - число канавок.
Рисунок 3.2 - Конструкцияобода шкива ременной передачи клиновым ремнём
Размеры профиля канавок регламентированы ГОСТ 20898 в зависимости от профиля сечения ремня. Данные берём из [1] таблица 8.11,
с. 113, и переносим в таблицу 5:
Таблица 3.2 - Значения размеров профиля канавок
|
Обозначение сечения ремня |
Конструция шкива при d, мм |
Размеры профиля канавок, мм |
||||
|
С диском |
||||||
|
A |
90-100 |
3,3 |
8,7 |
11,0 |
150,3 |
10,0 |
Продолжение таблицы 3.2
|
Обозначение сечения ремня |
d для угла наклона |
Другие размеры, мм |
|||||
|
34 |
36 |
38 |
40 |
||||
|
B |
75-112 |
125-160 |
180-400 |
≥450 |
1 |
6 |
1,0 |
4 Расчёт закрытой цилиндрической косозубой передачи
4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений
Выбираем материал отдельно для шестерни и колеса из [1] таблица 3.1, с. 29.
Таблица 4.1 -Механические характеристики сталей для изготовления зубчатых колёс
|
Марка стали |
Механические свойства |
Терм. обраб. |
Sh |
Sf |
|||
|
Твердость |
Предел прочности σB, МПа |
Предел текучести σT, Мпа |
|||||
|
HB |
HRС |
||||||
|
40х |
286(шест.) 270(колесо) |
– |
1000 |
800 |
Улучш. |
1,1 |
1,75 |
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяем по [1] с. 28:
(4.1)
где предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа, определяемый по [1] с. 28:
(4.2)
где коэффициент долговечности , равный единице .
предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа,равный 2HB+70=590 МПа.
коэффициент запаса прочности.
коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;
коэффициент, учитывающий окружную скорость;
коэффициент, учитывающий влияние смазки;
коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.
Принимаем по ГОСТ 21354:
Определив величины допускаемых контактных напряжений, допускаемое контактное напряжение определяем по [1] с. 32:
(4.3)
где допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно.
При этом выполняется условие :
Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе для шестерни и колеса , МПа, определяем по [1] с. 32:
(4.4)
где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, определяемый по [1] с. 32:
(4.5)
– предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки;
– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба. по[1] с. 32.
– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают по [1] с. 32.
– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки по [1] с. 32.
– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается, равный единице.
4.2 Проектировочный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную выносливость
Ориентировочно определяем начальный диаметр шестерни dw1, мм, по [1] с. 34:
(4.6)
где вспомогательный коэффициент , равный 675 МПа для косозубых колёс;
крутящий момент на ведущем валу, ;
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твёрдости материала колёс НВ, кинематической схемы передачи и величины ; определяем по [1] рисунок 3.1, с. 33, по [1] с. 34;
коэффициент внешней динамической нагрузки;
коэффициент ширины зубчатого венца;
передаточное число рассчитываемой зубчатой пары;
допускаемое контактное напряжение, МПа;
4.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления
Определяем начальный диаметр колеса по [1] с. 36:
(4.7)
где начальный диаметр шестерни, мм.
Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении aw, мм, по [1] с. 36:
(4.8)
где начальный диаметр шестерни, мм;
начальный диаметр колеса, мм.
Определяем нормальный модуль по [1] с. 36:
(4.9)
где aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.
Полученное значение нормального модуля округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 9563:
Предварительно принимаем угол наклона зубьев .
Определяем число зубьев шестерни и колеса по [1] с. 37 соответственно:
(4.10)
(4.11)
где aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм;
β - угол наклона зубьев, град;
- нормальный модуль зацепления, мм;
U - передаточное число зубчатой передачи.
Уточняем передаточное число по [1] с. 37:
(4.12)
где Z1 и Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно.
Отклонение от требуемого значения не превышает 5%.
Уточняем угол наклона линии зубьев град, по [1] с. 37:
(4.13)
где - нормальный модуль зацепления, мм;
Z1 и Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно;
aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.
Уточняем диаметр начальной окружности шестерни и колеса по [1] с. 37:
(4.14)
(4.15)
где Z1 - число зубьев шестерни, мм;
- нормальный модуль зацепления, мм;
β - угол наклона зубьев, град;
начальный диаметр шестерни, мм;
U - передаточное число зубчатой передачи.
Уточняем межосевое расстояние aw, мм, по [1] с. 37:
(4.16)
где начальный диаметр шестерни, мм;
начальный диаметр колеса, мм;
Определяем рабочую ширину венца шестерни и колеса по [1]
с. 37:
(4.17)
(4.18)
где коэффициент ширины зубчатого венца; задаётся в соответствии с [1] таблица 3.4, с.34;
начальный диаметр шестерни, мм.
Определяем окружную скорость V, м/с, по [1] с. 37:
(4.19)
где угловая скорость на валу шестерни, ; определяется из кинематического расчёта;
начальный диаметр шестерни, мм.
4.4 Проверочный расчёт закрытых зубчатых передач на контактную выносливость
Расчётные контактные напряжения в полноте зацепления, МПа, определяем по [1] с. 38:
(4.20)
где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев (принимаем ZH=1,645 по [1] с. 38 );
Zm – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряга-емых зубчатых колёс (принимаем Zm=275 по [1] с. 38);
Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (принимаем Zε=0,8 по [1] с. 38);
U – передаточное число зубчатой передачи;
dw1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм;
WHt – удельная расчётная окружная сила, Н/мм, определяемая по [1] с. 39:
(4.21)
где T1 – крутящий момент на валу шестерни (T1=144400 Нмм);
KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем KH=1,1 по [1] с. 39);
KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем KH=1,025 по [1] с. 39);
KHv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (принимаем KHv=1,01 по [1] с. 39);
b1 – рабочая ширина венца шестерни, мм;
dw1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм.
Полученное значение удовлетворяет условию :
4.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе
Определяем расчётные напряжения изгиба зубьев , по [1] с. 40:
(4.22)
где T1 – крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·м;
KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем, что в зацеплении участвует одна пара зубьев, тогда KF=1 );
KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем KF=1,05 по [1] с. 40);
KFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (принимаем KFv=1,3 по [1] с. 40);
b2– рабочая ширина венца, мм;
dw1 – диаметр делительной окружности шестерни, мм.
YF – коэффициент, учитывающий форму зуба (принимаем в зависимости от эквивалентного числа зубьев YF=3,72 по [1] с. 40);
Y – коэффициент, учитывающий наклон зуба (принимаем, Y=1-11,14/140=0.92 ).
4.6 Определение параметров цилиндрических зубчатых колёс
Зубчатые колёса изготавливают из стали с последующей термической обработкой. Стальные зубчатые колёса диаметром до 400-500 мм выполняются коваными, при больших диаметрах - литыми.
Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс представлены на рисунке 4.1:
Рисунок 4.1 - Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс
Основные соотношения геометрических параметров цилиндрических зубчатых колёс сведём в таблицу:
Таблица 4.3 - Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс
|
Параметры |
Расчётная формула |
Значение |
|
Высота головки зуба , мм |
2 |
|
|
Высота зуба , мм |
5,5 |
|
|
Высота ножки зуба , мм |
2,5 |
|
|
Диаметр окружности вершин зубьев для шестерни , мм |
64,4 |
|
|
Диаметр окружности вершин зубьев для колеса , мм |
312 |
|
|
Диаметр окружности впадин зубьев для шестерни , мм |
55 |
|
|
Диаметр окружности впадин зубьев для колеса , мм |
303 |
|
|
Толщина обода а, мм |
6 |
|
|
Диаметр ступицы , мм |
102 |
|
|
Длина ступицы , мм |
84 |
|
|
Диаметр вала под ступицей колеса , мм |
60 |
|
|
Толщина диска, связывающего ступицу и обод, с, мм |
6,6 |
|
|
Внутренний диаметр обода , мм |
291 |
|
|
Диаметр отверстий в диске , мм |
58 |
|
|
Диаметр окружности центров отверстий , мм |
196,5 |
|
|
Ширина уклона , мм |
6,6 |
|
|
Толщина выступа , мм |
8,762 |
|
|
Максимальная ширина спицы , мм |
35,05 |
|
|
Минимальная ширина спицы , мм |
28,04 |
5 Расчёт на ЭВМ
Выполнили расчёт на ЭВМ. Результаты расчётов представлены в приложении А. Сведём для сравнения результаты расчётов на ЭВМ и результаты ручных расчётов в таблицу:
Таблица 5.1 - Результаты расчётов
|
Наименование параметра |
Результаты машинного счёта |
Результаты ручного счёта |
|
Косозубая цилиндрическая зубчатая передача |
||
|
Межосевое расстояние передачи , мм |
184,4 |
183,97 |
|
Диаметр шестерни |
60,4 |
60,2 |
|
Диаметр колеса |
308,2 |
307,9 |
|
Угол наклона зуба β, град |
16,26 |
16,26 |
|
Число зубьев шестерни |
29 |
29 |
|
Число зубьев колеса |
147 |
147 |
|
Модуль зацепления |
2 |
2 |
|
Рабочая ширина колеса |
75 |
77 |
|
Клиноременная передача |
||
|
Передаточное число U |
3,7 |
3,7 |
|
Скорость ремня V, м/с |
5,1 |
5,08 |
|
Межосевое расстояние передачи , мм |
728,5 |
728 |
|
Длина ремня L, мм |
1319 |
1400 |
|
Угол обхвата ремнём малого шкива α, град |
298 |
298 |
|
Требуемое число ремней Z |
4 |
4 |
|
Долговечность |
5,966 |
6,14 |
|
Усилие, действующее на вал, |
956,0 |
956,0 |
Для дальнейших расчётов выбраны результаты машинного счёта.
6 Расчёт и конструирование основных элементов редуктора
Корпус редуктора (рисунок 6.1) предназначен для размещения в нём деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей от повреждений и загрязнений.
Рисунок 6.1 - Корпус редуктора
Наиболее распространённым материалом для литых корпусов является серый чугун. Реже применяются стальные сваренные либо литые корпуса.
Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъёмными. Плоскость разъёма проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нём деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.
Косой разъём выполняем при большой разнице диаметров колёс различных ступеней для снижения габаритов и массы корпуса и улучшения условий смазки путём погружения колёс всех ступеней в масляную ванну.
Корпус редуктора должен быть достаточно прочным и жёстким, так как его
деформации могут вызвать перекос валов и нарушить зацепление зубчатых колёс, что может привести к повышенному износу и даже поломке зубьев. Увеличение жёсткости достигается рёбрами к приливам (бобышкам) под подшипники. Дно корпуса выполняют наклонным (1-2) в сторону сливного отверстия.
В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Форма отверстия может быть прямоугольной, круглой или овальной. Смотровое окно закрывают крышкой с отдушиной.
Для подъёма и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.
Определим массу редуктора по [1] с. 123:
(6.1)
где φ - коэффициент заполнения, определяемый по [1] с. 123:
(6.2)
межосевое расстояние, мм;
ρ - плотность чугуна, ;
V- условный объём редуктора, мм3, определяемый по [1 ] с. 123:
V=LBH (6.3)
L, B, H - длина, ширина и высота редуктора, мм.
Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими шрифтами, которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Эти штифты точно фиксируют относительное положение деталей корпуса при чистовой расточке отверстий под наружное кольцо подшипника или стакана и последующих сборках.
Габариты и формы редуктора определяем числом и размерами зубчатых колёс, заключённых в корпус, положением плоскости разъёма и расположением валов.
Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора занесём в таблицу 6.1:
Таблица 6.1 - Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора
|
Наименование элементов корпуса |
Обозна-чение |
Ориентировочное соотношение (размеры, мм) |
||
|
1) Толщина стенок редуктора: |
||||
|
2) Глубина корпуса редуктора (ориентировочно): |
||||
|
3) Размеры сопряжений |
||||
|
расстояние от стенки |
X |
2-3 |
||
|
расстояние от фланца |
Y |
15 |
||
|
радиус закругления |
R |
5 |
||
|
высота просвета |
h |
4 |
||
|
4) Диаметры болтов: |
||||
|
фундаментных |
20 |
|||
|
соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора: |
||||
|
а) у подшипников |
16 |
|||
|
б) прочих |
12 |
|||
|
6) Размеры элементов фланцев: |
Диаметр болта |
|||
|
=М20 |
=М16 |
=М12 |
||
|
ширина фланца |
48 |
39 |
33 |
|
|
расстояние от оси болтов до стенки |
25 |
21 |
18 |
|
|
диаметр отверстия под болт |
22 |
17 |
13 |
|
|
диаметр планировки |
38 |
32 |
26 |
|
|
радиус закругления |
R |
5 |
5 |
4 |
|
7) Размеры элементов подшипниковых гнёзд у выходного вала: |
||||
|
диаметр расточки |
130 |
|||
|
диаметр оси установки болтов |
155 |
|||
|
наружный диаметр фланца |
175 |
|||
|
длина гнезда подшипника |
28 |
|||
|
8) Размеры элементов подшипниковых гнёзд у выходного вала: |
||||
|
диаметр расточки |
100 |
|||
|
диаметр оси установки болтов |
125 |
|||
|
наружный диаметр фланца |
145 |
|||
|
длина гнезда подшипника |
28 |
|
Окончание таблицы 6.1 |
|||
|
Диаметр расточки D, мм |
|||
|
входной вал |
выходной вал |
||
|
68-80 |
85-100 |
||
|
Количество болтов для крепления крышки подшипника |
4 |
6 |
|
|
Диаметр болтов |
М10 |
М10 |
|
|
Глубина завинчивания |
15 |
15 |
|
|
Глубина нарезания резьбы |
24 |
24 |
|
|
Глубина сверления |
28 |
28 |
7 Выбор конструкции и проектный расчёт валов
1) Диаметры входного и выходного валов в опасном сечении определяем по [1] с. 117:
(7.1)
крутящий момент на рассматриваемом валу, ;
пониженные допускаемые напряжения кручения,
Диаметры остальных участков валов назначают по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колёс и т. д. и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении. Этим требованиям отвечают ступенчатые валы (рисунок 7.1).
Рисунок 7.1 - Конструкция ступенчатого вала
Определяем диаметры участков вала. Данные заносим в таблицу 7.1.
Таблица 7.1 - Определение диаметров участков вала
|
Диаметр вала |
Входной вал, мм |
Выходной вал, мм |
|
выходного конца |
32 |
40 |
|
под уплотнение |
40 |
48 |
|
под внутреннее кольцо подшипника |
45 |
55 |
|
при значение должно быть кратным пяти |
||
|
под насаживаемую деталь |
50 |
60 |
|
буртика |
55 |
65 |
8 Предварительный выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора
8.1 Предварительный выбор подшипников
Тип подшипников выбираем в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала и требуемого срока службы.
Определили тип подшипников. Занесли данные в таблицу 8.1:
Таблица 8.1 - Определение типа подшипников
|
Отношение сил в зацеплении |
Тип подшипника |
|
до 0,3 |
Шариковый радиальный (рисунок 8.1) |
Рисунок 8.1 - Габаритные размеры шариковых радиальных однорядных подшипников
Для предварительно выбранного подшипника находим условное обозначение, диаметр наружного кольца, ширину, динамическую и статистическую грузоподъёмность выбранного подшипника. Данные заносим в таблицу 8.2.
Таблица 8.2 - Основные размеры и параметры шариковых радиальных однорядных подшипников
|
Условное обозначение подшипника |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
R, мм |
Грузо -подъёмность, кН |
|
|
C |
Co |
|||||
|
(Входной вал) 307 |
50 |
100 |
27 |
3 |
61,8 |
36 |
|
(выходной вал) 309 |
60 |
130 |
31 |
3,5 |
81,9 |
48 |
8.2 Эскизная компоновка редуктора
Эскизная компоновка устанавливает положение зубчатых колёс редуктора, элементов открытых передач относительно опор (подшипников) с целью определения
сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы и, в конечном итоге, выполнения проверочных расчётов валов, подшипников и
шпоночных соединений, а также сборочного чертежа редуктора.
Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоновки занесём в таблицу 8.3:
Таблица 8.3 - Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоновки
|
Наименование элемента |
Обозна-чение |
Значение, мм |
|
1) Диаметр вершин зубчатых колёс |
для шестерни: 64,4 для колеса: 312 |
|
|
2) Диаметр ступицы |
102 |
|
|
3) Длина ступицы |
84 |
|
|
4) Ширина шкива ременной передачи |
97 |
|
|
5) Ширина подшипника |
для шестерни: 23 для колеса: 25 |
|
|
6) Толщина стенки корпуса |
8 |
|
|
7) Диаметр вала, на котором устанавливается внутреннее кольцо подшипника |
для шестерни: 45 для колеса: 55 |
|
|
8) Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора |
48 39 33 |
|
|
9) Глубина гнезда подшипника |
58 |
|
|
10) Диаметр отверстий под болты |
16 12 |
|
11) Толщина крышки подшипника |
для шестерни: 6 для колеса: 7 |
|
|
12) Толщина фланца крышки подшипника |
для шестерни: 8 для колеса: 10 |
|
|
13) Высота головки болта крышки подшипника |
для шестерни: 24,5 для колеса: 31,5 |
|
|
14) Зазор между неподвижными и вращающимися частями |
9 |
|
|
15) Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора |
6 |
|
|
16) Расстояние от оси отверстия под болт до внешней стенки корпуса |
25 21 18 |
|
|
17) Расстояние от оси отверстия под болт до расточки под внешнее кольцо подшипника |
5-10 |
|
|
18) Ширина ведущего зубчатого колеса (шестерни) |
67 |
Окончание таблицы 8.3
|
19) Ширина ведомого зубчатого колеса (колеса) |
71 |
|
|
20) Толщина фланца стакана |
11 |
|
|
21) Толщина торцевого фланца редуктора для крепления крышки подшипника и стакана к корпусу редуктора |
16 |
9 Проверочные расчёты
9.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Для определения реакций в опорах вначале построили схему нагружения валов редуктора. Она содержит название схемы, схему валов в изометрии с указанием всех сил, действующих на вал как от зубчатого зацепления в редукторе, так и от внешних передач направления вращения валов; координатную систему осей X, Y, Z для ориентации схемы; таблицу силовых и кинематических параметров.
Из предыдущих расчётов имеем:
Из первого этапа компоновки имеем:
Находим реакции опор:
Построим эпюру изгибающих моментов (рисунок 9.1):
Мх1=0
Мх2=0
Мх3= Hm
Мх4=0
Мх3= Hm
Мх1=0
Мх2= -318,50,106= -33,,76 Hm
Мх3= -318,50,166-846,10,06=-103,63 Hm
Мх4=0
Построим эпюру крутящих моментов (рисунок 9.1):
Мк=Hm
Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:
Определяем суммарные изгибающие моменты:
Рисунок 9.1 – Расчётная схема вала
9.2 Проверочный расчёт подшипников
Расчет будем проводить для подшипников 7204 ГОСТ 333–71.
е=0,332.
где V – коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравнивают его с коэффициентом е:
Поскольку данные соотношения меньше коэффициента е, то X=1, Y=0.
где Кσ – коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке Кσ = 1;
КТ – температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100 °С КТ1.
По табл. 7.2 [1] определяем коэффициент γ:
γ=2,47.
Подшипники пригодны для установки на данном валу.
9.3 Проверочный расчёт шпонок
Зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.
Сечение шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по [1] таблица 11.4 и заносим данные в таблицу 9.1:
Таблица 9.1 - Шпоночные соединения с призмати-
ческими шпонками
|
Диаметр вала, мм |
Сечение шпонки |
Глубина паза |
||
|
b |
h |
t1 |
t2 |
|
|
60 |
18 |
11 |
7,5 |
4,4 |
|
55 |
12 |
8 |
5,0 |
3,3 |
Определяем длину шпонки (рисунок 9.2) по [1] с. 147 :
(9.5)
где длина ступицы, мм.
Рисунок 9.2 - Шпоночные соединения с призматическими шпонками После определения размеров шпонки производим проверочный расчёт соединения по напряжениям смятия по [1] с. 147:
(9.6)
где Т – крутящий момент на валу, ;
d – диаметр вала в месте посадки шпонки, мм;
lр – рабочая длина шпонки, мм;
(h–t1) – сминаемая высота шпонки, мм;
Шпонка на выходном валу:
Шпонка на входном валу:
9.4 Проверочный расчёт валов
Проверочный расчёт вала на прочность проводим при совместном действии изгиба и кручения путём определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми. При этом выполняется условие: S≥[S].
Выбираем материал вала: Марка стали - 40х
Выбираем опасные сечения на валах: опасное сечение приходится на вал под зубчатым колесом.
Для выбранного опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности S [1] с. 149:
(9.7)
где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности по изгибным и крутящим напряжениям соответственно. Указанные коэффициенты определяем по [1] с. 149:
(9.8)
(9.9)
где σ–1=250 МПа– предел выносливости при изгибе с симметричным циклом, для углеродистых конструкционных сталей;
σа =5,5 – амплитудные напряжения изгиба в рассматриваемом сечении вала, при симметричном цикле напряжений;
КσD=1,445 – эффективный коэффициент концентрации напряжений по [1] таблица 11.8;
Kd =0,7975 – масштабный фактор по [1] таблица 11.8;
KV =1,6 – коэффициент, учитывающий способ упрочнения поверхностей, для валов без поверхностного упрочнения по [1] таблица 11.7;
τ–1 =150 Мпа – предел выносливости при кручении с симметричным циклом, для углеродистых и легированных сталей по [1] таблица 11.5;
τа =1,45 – амплитудное напряжение;
КτD =1,49 – эффективные коэффициент концентрации напряжений по [1] таблица 11.9;
Ψτ=0 и Ψσ=0 – коэффициенты, учитывающие асимметрию цикла;
10 Выбор способа смазки
Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.
По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки:
А) Картерная смазка осуществляется окунанием венцов в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубча тых передач V< 12 - 15 м/с. При большей скорости масло сбрасыва ется центробежной силой.
Б) При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер, определяется из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.
Глубина погружения в масло hт зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2т<hт<0,25d2 (где т - модуль зацепления); при располо жении шестерни ниже колеса hт=(0,1-0,5)d1, при этом hmin=0,2т. Ре комендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика)
В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.
В нашем случае подача смазки в редукторе картерная. Она осуществляется окунанием венцов зубчатых колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. При смазывании окунанием объём масла, заливаемого в картер, определяется из расчёта (0,4-0,8) л масла на 1кВт передаваемой мощности.
Определим объём масла в редукторе по [1] с. 170:
(10.1)
где передаваемая мощность, Вт.
Объём масла в редукторе – 1,65 л.
Так как окружная скорость равна V=0,6 м/с по [1] таблица 13.2 определяем вязкость кинематическую масла для смазывания зубчатых передач, которая равна w=177∙10-6 м2/с, далее по [1] таблица 13.4 определяем марку и наименование масла:
В картер заливаем масло марки «Авиационное МС - 14» (ГОСТ 21743).
Подшипники на входном и на выходном валу смазывают солидолом синтетическим общего назначения (ГОСТ 4366-76).
Контроль уровня масла осуществляется круглым маслоуказателем.
Для предотвращения вытекания масла из корпуса поставлены крышка-отдушина, манжеты, прокладки уплотнительные.
Список использованных источников