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
Введение.
Курсовой проект по деталям машин является первой самостоятельной работой студентов, при выполнении которой приобретаются навыки расчета и конструирования деталей и узлов машин, используются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающие получение надежных, долговечных и экономичных конструкций.
Объектом данного курсового проектирования является привод к кормораздаточному цепному транспортёру.
Тематика курсового проектирования имеет вид комплексной инженерной задачи, включающей выбор электродвигателя, кинематические и силовые расчеты, выбор материалов и расчеты на прочность, вопросы конструирования и выполнения конструкторской документации.
Содержание
Введение……………………………………………………………………2
Содержание………………………………………………………………...3
Реферат……………………………………………………………………..4
Техническое задание……...………………………………………………..5
Кинематический расчёт привода…………………………………………..6
Расчёт зубчатых передач……………………………………………….....10
Кинематический и геометрический расчет гибкой передачи…………..23
Расчет диаметров валов……………………………………........................30
Расчет длин валов…………………………………………………………..32
Проверочный расчет вала на прочность………………………………….33
Расчет вала на статическую прочность…………………………………...35
Расчёт вала на усталостную прочность……………………..…………….36
Расчёт шпоночного соединения ……………………..................................39
Подбор подшипников ……….……………………………………….........41
Подбор муфты………………………………………………...…………….43
Расчёт корпуса редуктора………………………………….........................44
Список использованной литературы…………….………………………..46
Реферат
Выполнил: Абзалов Расим Ресихович.
Проверил: Сафонов Сергей Викторович.
Проектирование привода для ленточного транспортёра зерносклада. Курсовой проект по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»:
Проект представлен пояснительной запиской. Пояснительная записка содержит 51 страницы машинописного текста, включает 4 таблицы, 14 рисунков и 5 литературных источников.
Данный курсовой проект заключается в проектировании привода к транспортеру. И состоит из: подбора двигателя, который способен приводить в движение весь механизм; подбора муфты; разработки редуктора (определение частоты вращения валов, крутящего момента на валах, мощности на валах, расчёт необходимых передаточных чисел, проектирование зубчатых и гибких передач, и проверка их на прочность, а так же расчёт корпуса редуктора). Так же в проекте представлены рисунки зубчатых передач, мотора, муфты и эпюры моментов на одном из валов, по которому был произведен расчёт.
Кинематический расчёт привода
Дано:
Потребляемая мощность Р4 = 4.8 кВт;
Угловая скорость ω4 = 8 рад/с;
Срок службы t = 18000 ч;
Число смен = 2;
Вид зацепления зубчатых пар:
а) быстроходной – шевронная (ПЗ);
б) тихоходной – прямозубая (КЗ);
Гибкая передача – цепная (ЦП);
Расположение гибкой передачи β = 45°;
Находим общее КПД (ηо) привода:
ηо = η1 х η22 х η43 x ηм ;
ηм - КПД муфты;
η2 - КПД цилиндрической передачи;
η3 – КПД подшипников качения;
η1 – КПД гибкой передачи;
Значения ηм ; ηцил ; ηпк ; ηгп принимаем из таблицы стандартных значений.
η1 = 0,94;
η2 = 0,98;
η3 = 0,99;
ηм =0,98;
ηо = 0,94 + 0,982 + 0,994 + 0,98 = 0,86;
Находим минимально необходимую мощность двигателя:
Рдв = ;
Рдв = = 5.58 кВт;
Преобразуем угловую скорость (ω) в частоту вращения (n):
n4 = ;
n4 – потребляемая частота вращения ;
π = const = 3,14;
n5 = = 76,4 об/мин;
Определим общее передаточное число (Ио) привода:
Ио = Ир х Игп ;
Ир - передаточное число редуктора;
Игп - передаточное число гибкой передачи;
Ир = Ибп х Итп ;
Ибп - передаточное число быстроходной передачи;
Итп - передаточное число тихоходной передачи;
Ио = Ибп х Итп х Игп ;
Ибп = 3,15…5,6 ;
Итп = 2,5…5,6 ;
Игп = 1,5…3,0 ;
Находим минимальное (Иmin) и максимальное (Иmax) передаточные числа привода:
Иmin = 3,15 х 2,5 х 1,5 = 11,81;
Иmax = 5,6 х 5,6 х 3,0 = 94,08;
Определяем минимальную (nmin) и максимальную (nmax) частоты вращения привода:
nmin = n4 х Иmin ;
nmin = 76,4 х 11,81= 902,28 об/мин;
nmax = n4 х Иmax ;
nmax = 76,4 х 94,08 = 7187,71 об/мин;
Учитывая расчитанное ТУ (технологическая установка), выбираем двигатель марки:
АИР 112М4 ТУ 16-525.564-84;
Рдв = 5,5 кВт;
nдв = 1432 об/мин;
Исполнение IM 1081
Рис.1: Двигатель АИР 112М4 ТУ 16-525.564-84
Табл.1: Размеры двигателя АИР 112М4 ТУ 16-525.564-84
|
Тип Двига- теля |
Число полю- сов |
Размеры, мм, для двигателя исполнения IM 1081 |
||||||||||||
|
d30 |
l1 |
l30 |
d1 |
b1 |
h1 |
l10 |
l31 |
d10 |
b10 |
h |
h10 |
h31 |
||
|
112М |
4 |
302 |
80 |
530 |
38 |
10 |
8 |
178 |
89 |
12 |
216 |
132 |
13 |
350 |
Пересчитываем общее передаточное число (Ио) привода:
Ио = ;
Ио = = 18.74 ;
Принимаем передаточное число гибкой передачи (Игп) и передаточное число редуктора (Ир):
Игп = 2 ;
Ир = ;
Ир = = 9.37 ;
Итп = 0,88 х = 0,88 х = 2,69 ;
Ибп = ;
Ибп = = 3.35 ;
Согласно стандартному ряду значений передаточных чисел, принимаем:
Итп = 2.8 ;
Ибп = 3.55 ;
Находим общее передаточное число (И'о) с учётом стандартных значений:
И'о = 2 х 3.55 х 2,8 = 19.8 ;
Находим погрешность:
ΔИ = ;
ΔИ = х 100% = 5.35% ;
Найдём мощность (Р) и частоту вращения (n) на каждом валу привода:
Р1 = Рдв = 5.5 кВт ;
Р2 = Р1 х ηгп х ηпк = 5.5 х 0,97 х 0,99 = 5.17 кВт ;
Р3 = Р2 х ηцил х ηпк = 5.17 х 0,96 х 0,99 = 4.97 кВт ;
Р4 = Р3 х ηцил х ηпк = 6,4 х 0,96 х 0,99 = 4.67 кВт ;
n1 = nдв = 1432 об/мин ;
n2 = = =716 об/мин ;
n3 = = = 201.6 об/мин ;
n4 = = = 72.0 об/мин ;
Определим крутящий момент (Т) на каждом валу привода:
Тi = 9550 х ;
Т1 = 9550 х = 36.7 Нм ;
Т2 = 9550 х = 68.9 Нм ;
Т3 = 9550 х = 235.4 Нм ;
Т4 = 9550 х = 619.4 Нм ;
Расчёт зубчатых передач.
Выбор материала.
Материал зубчатых колес должен обеспечить для закрытых передач – высокую сопротивляемость выкрашиванию поверхностных слоев зубьев. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали. Важнейшими критериями при выборе материалов являются масса и габариты передачи.
Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости. Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых до высокой твердости.
Для зубчатых колёс выбираем сталь марки 45.
Табл.2: Параметры стали марки 45
|
Марка стали |
Размеры, мм |
HB (сердцевины) |
σв, МПа |
σт, МПа |
Термическая обработка |
|
|
D |
S |
|||||
|
45 |
любой |
любой |
179 - 207 |
600 |
320 |
нормализация |
Нормализация (нагрев с охлаждением на воздухе) до твердости Н=150…220 НВ применяется только для крупногабаритных колес. Позволяет получить лишь низкую нагрузочную способность. Используют для поковок и отливок из среднеуглеродистых сталей; передачи хорошо и быстро прирабатываются. Применяют для редукторов больших размеров в единичном производстве для малонагруженных передач.
Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
Допускаемые контактные напряжения нр определяются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:
где нlim b – предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни (колеса), соответствующий базовому числу циклов напряжений;
Sн min – минимальный коэффициент запаса прочности: для материалов однородной структуры (нормализация) Sн min =1,1.
ZN – коэффициент долговечности для шестерни (колеса).
Расчетные допускаемые контактные напряжения передачи определяются:
1) для прямозубых цилиндрических передач с разностью твердостей HB1сp – НВ2ср = 20…50 по меньшему значению:
HP = min { HP1 ; HP2 }
2) для шевронных передач при разности твердостей HB1сp – НВ2ср 70 или твердости зубьев колеса 350 НВ по формуле:
HP = 0,45 ( HP1 + HP2 ) HP min
Данной формулой учитывается повышение нагрузочной способности шевронной передачи при разной твердости зубьев шестерни и колеса.
При этом HP 1,25HPmin для цилиндрических передач.
Определение коэффициента долговечности.
Коэффициент долговечности определяется в зависимости от отношения NNE/NHlim b по формуле:
Коэффициент долговечности ZN должен быть
для материалов однородной структуры (нормализация) в пределах:
0,75 ZN 2,6;
Если значение коэффициента долговечности ZN выходит за указанные пределы, то он принимается равным соответствующему пределу.
Показатель степени:
qН = 6 при NНЕ NНlim b
qН = 20 при NНЕ > NНlim b
где
NНlim b – базовое число циклов контактных напряжений шестерни (колеса), определяется по формуле:
NНlim b = 30 120106
При твердости Н 550 НВ (HRCЭ 56) базовое число циклов NНlim b = 120106
где NНЕ – эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни (колеса), определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода.
При постоянном режиме нагрузки эквивалентное число циклов контактных напряжений:
NНЕ = 60 cnt
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса (с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым );
n – частота вращения вала, на котором установлено рассматриваемое зубчатое колесо, мин–1;
t – время работы (ресурс) передачи за весь срок службы привода, определяемое техническим заданием, ч.
Обычно срок службы привода задается числом лет работы. В этом случае ресурс передачи определяется по формуле:
t = L365Кгод24Ксут,
где L – срок службы привода, лет;
Кгод – коэффициент использования привода в течение года;
Ксут – коэффициент использования привода в течение суток.
При переменном режиме нагрузки и постоянной частоте вращения вала при любой нагрузке эквивалентное число циклов контактных напряжений:
При переменном режиме нагрузки и переменной частоте вращения вала при любой нагрузке эквивалентное число циклов контактных напряжений:
Величина коэффициентов ki, ai определяется по графику нагрузки, указанном в техническом задании на курсовой проект; показатель степени mH = 3.
При использовании типовых режимов нагружения эквивалентное число циклов напряжений определяется:
NHE = H NK NFE = F NK
где H, F – коэффициенты, зависящие от типового режима нагружения;
NK – число циклов напряжений соответствует заданному сроку службы при работе передачи с постоянной нагрузкой;
Допускаемые предельные контактные напряжения.
Допускаемое предельное контактное напряжение (нр max), не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев при пиковых перегрузках кратковременного действия, определяется по формуле:
нр max = 2,8T
где T – предел текучести материала зубчатого колеса при растяжении.
Расчетным допускаемым предельным контактным напряжением для передачи является меньшее из значений, вычисленных для шестерни и колеса.
Проектировочный расчёт закрытой цилиндрической
зубчатой передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.
Цель расчета – определение основных геометрических размеров зубчатых колес из условия предотвращения усталостного выкрашивания активных поверхностей зубьев. Основной расчетный параметр – межосевое расстояние передачи. Вычислению межосевого расстояния предшествует выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений в зубчатой передаче, выбор ряда расчетных коэффициентов.
Коэффициент ширины зубчатого венца:
где bw = b2 – рабочая ширина зубчатых венцов, равная ширине зубчатого венца колеса, являющегося более узким звеном;
dw1 – начальный диаметр шестерни.
Затем определяется коэффициент ширины венца зубчатого колеса в долях межосевого расстояния передачи:
где И – передаточное число передачи;
знак "+" для внешнего зацепления, знак "–" для внутреннего.
Коэффициент КH , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностей зубьев, принимается в зависимости от параметра bd, твердости и расположения зубчатых колес относительно опор вала.
Предварительное определение межосевого расстояния передачи.
Расчетное значение межосевого расстояния, мм, определяется по формуле:
где Ка – вспомогательный коэффициент, (МПа):
Ка = 495 – для прямозубых передач;
Ка = 430 – для шевронных передач;
Т2 – вращающий момент на колесе рассчитываемой передачи, Н·м;
НР – допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа.
Знак + относится к внешнему и знак – к внутреннему зацеплению.
Ширина зубчатых венцов.
Ширина венца колеса, мм:
b2 = bw = ba aw .
Ширина венца шестерни, мм:
b1 = b2 + (3…5).
Перекрытие по ширине 3…5 мм гарантирует работу колеса по всей ширине венца.
Полученные значения ширины округляются до нормальных линейных размеров.
Модуль зацепления.
Нормальный модуль зацепления рекомендуется принимать в пределах:
mn = (0,01… 0,02) аw – при твердости зубьев Н 350 НВ;
mn = (0,0125… 0,025) аw – при твердости зубьев шестерни Н1 > 45HRCЭ, колеса Н2 350 НВ;
mn = (0,016… 0,0315) аw – при твердости зубьев Н > 350 НВ.
Меньшие значения модуля в указанном диапазоне следует принимать для быстроходных малонагруженных ступеней редуктора, что обеспечивает большую плавность работы передачи и меньшие потери на трение, большие значения модуля – для тихоходных тяжелонагруженных передач.
Число зубьев зубчатых колес.
Сумма чисел зубьев колес – для внешнего зацепления, или разность – для внутреннего зацепления с округлением до целого:
где – угол наклона зубьев; в прямозубой передаче = 0°, в шевронных передачах = 30…45°.
Число зубьев шестерни с округлением до целого рассчитывается по формуле:
Для обеспечения плавности работы зацепления и снижения потерь на трение рекомендуется принимать:
z1 20… 24 в быстроходных передачах (первая ступень редуктора) или при Н 300 НВ;
z1 18…22 в тихоходных передачах или при 35 НRCЭ 52;
z1 =11…17 при НRCЭ 52.
Число зубьев колеса:
z2 = z z1
Минимальное допустимое число зубьев из условия отсутствия интерференции:
шестерни:
zmin 17 соs3
колеса с внутренними зубьями
z2min = 85
Уточнение передаточного числа.
Возможно отклонение передаточного числа отдельных передач привода от принятого на этапе предварительного расчета, однако разница между фактическим и номинальным значениями передаточного отношения всего привода не должна превышать 4%. В противном случае необходимо изменить числа зубьев колес.
Геометрические размеры зубчатых колес.
Геометрические размеры зубчатых колес нарезанных без смещения исходного контура, вычисляются с точностью до тысячной доли миллиметра:
|
а) шестерня |
б) колесо |
|
делительный (начальный) диаметр |
|
|
диаметр вершин зубьев |
|
|
da1 = d1 2 mn |
da2 = d2 2 mn |
|
диаметр впадин зубьев |
|
|
df1 = d1 2,5 mn |
df2 = d2 2,5 mn |
Проверка вписывания передачи в заданное межосевое расстояние:
В прямозубой передаче вычисленное значение аw принимается как окончательное.
Проверочный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.
Цель расчета – определить фактические напряжения в месте контакта зубьев для проверки условия прочности. Фактические напряжения могут отличаться от допускаемых вследствие уточнения геометрических размеров передачи и расчетных коэффициентов.
Проверочный расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев проводится для всех зубчатых передач.
Окружная скорость в зацеплении, м/с:
где d1 – делительный диаметр шестерни рассчитываемой передачи, мм;
n – частота вращения вала шестерни, мин –1.
Коэффициент перекрытия.
Перекрытие зубьев характеризуется коэффициентом торцового перекрытия и коэффициентом осевого перекрытия .
Коэффициент торцового перекрытия вычисляется по формуле:
В формуле знак "+" для внешнего зацепления, знак "–" для внутреннего зацепления.
Коэффициент осевого перекрытия:
Суммарный коэффициент перекрытия:
Коэффициент КH, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления, для прямозубых передач КH = 1.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
где wН – удельная окружная динамическая сила, Н/мм.
где Т1 – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Нм;
Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев;
q0 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.
Удельная расчетная окружная сила, Н/мм:
Коэффициент Z, учитывающий суммарную длину контактных линий, для прямозубых передач вычисляется по формуле:
Расчетное контактное напряжение, МПа:
где ZН – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;
ZЕ – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес; для стальных колес ZЕ = 190;
НР – допускаемое контактное напряжение;
При невыполнении условия прочности более чем на 5% следует изменить ширину зубчатых венцов в раз и повторить расчеты. При значительной перегрузке передачи (свыше 10%) более эффективным мероприятием является увеличение межосевого расстояния, при этом расчеты также следует повторить.
Расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе.
Допускаемые напряжения при расчёте на выносливость при изгибе.
Допускаемые напряжения изгиба FP, МПа, не вызывающее усталостного разрушения материала, определяются как для шестерни, так и для колеса каждой из рассчитываемых передач:
где 0Flim b – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа;
SF – коэффициент запаса прочности;
YN – коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса по формуле:
где qF = 6 – для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н350 НВ и зубчатых колес со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработки их зубьев;
qF = 9 – для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зубьев Н > 350НВ;
NFlim = 4106 – базовое число циклов напряжений изгиба;
NFE – эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода.
mH = 6 – для зубчатых колес с твердостью поверхности Н 350 НВ, а также для колес, закаленных ТВЧ с обрывом закаленного слоя у переходной поверхности, и зубчатых колес со шлифованной поверхностью, независимо от твердости и термообработки их зубьев;
mH = 9 – для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зубьев Н > 350 НВ.
Коэффициент долговечности должен находиться в пределах:
1 YN 4 при qF = 6;
1 YN 2,5 при qF = 9.
Если значение коэффициента выходит за указанные пределы, то он принимается равным соответствующему пределу;
YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; YZ = 1 – для поковок и штамповок; YZ = 0,9 – для проката;
YZ = 0,8 для литых заготовок;
Табл.3: Пределы выносливости 0Flimb и коэффициенты безопасности SF для зубьев стальных зубчатых колес при работе одной стороной
|
Термообработка |
Твердость зубьев |
Группа сталей |
0Flim b, МПа |
SF |
|
на поверхности |
в сердцевине |
|||
|
Нормализация |
180-350 НВ |
45 |
1,75 ННВ |
1,7 |
YА – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубьях;
Y – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений, определяется по формуле:
Y = 1,082 – 0,172 lg m,
где m – модуль;
YR – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;
YR = 1,2 – при нормализации;
YХ – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, определяется по формуле в зависимости от делительного диаметра зубчатого колеса:
YХ = 1,05 – 0,000125d
Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.
Допускаемые напряжения изгиба, не вызывающие остаточных деформаций, хрупкого излома или первичных трещин при пиковых перегрузках кратковременного действия, определяются после проектного расчета отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач по формуле:
где FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке, МПа;
YX – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;
FSt min – минимальный коэффициент запаса прочности при расчете по максимальной нагрузке, определяется по зависимости:
FSt min = YZ SY,
где YZ – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (YZ = 1,0 – ковка, штамповка; YZ = 0,9 – прокат; YZ = 0,8 – литье);
SY – коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса; SY = 1,75 при вероятности неразрушения 0,99 (приводы общего назначения).
Проверочный расчёт цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев при изгибе.
Расчетом определяются напряжения в опасном сечении на переходной поверхности зуба для каждого зубчатого колеса.
Коэффициент КF, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе, находится в зависимости от параметра bd, твердости и расположения зубчатых колес относительно опор.
Коэффициент КF, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность, т.е. КF= КН.
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:
где wF – удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб, Н/мм:
где F – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев.
Полученное значение wF не должно превышать предельного значения. В противном случае его следует принять равным предельному значению.
Удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:
Коэффициент YFS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса в зависимости от эквивалентного числа зубьев:
Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев Y для прямозубых передач принимается Y = 1.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
где – угол наклона зуба, град;
– коэффициент осевого перекрытия.
Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба определяется по формуле:
Допускаемые напряжения FP.
При невыполнении условия прочности следует увеличить модуль зацепления за счет уменьшения числа зубьев зубчатых колес при сохранении примерно того же диаметра колес. Если уменьшать числа зубьев колес по каким-либо соображениям нерационально (снижение плавности, увеличение потерь на трение, опасность интерференции), то увеличивают ширину зубчатых колес, а при значительной перегрузке передачи увеличивают модуль зацепления при том же числе зубьев, увеличивая диаметр зубчатых колес.
Расчёт зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки.
Расчет проводится в качестве проверочного для всех цилиндрических передач и служит для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя.
Расчетное напряжение Н mах, МПа, создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном её действии, вычисляется по формуле:
где – отношение пускового вращающего момента к номинальному вращающему моменту.
Расчёт зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.
Этот вид расчета проводится в качестве проверочного для всех цилиндрических передач и служит для предотвращения остаточной деформации или хрупкого излома зубьев.
Расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи.
Расчетное напряжение Fmах, МПа, создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном её действии, вычисляется по формуле:
,
Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.
Силы в зацеплении прямозубой цилиндрической передачи:
окружная сила
радиальная сила Fr = Ft tg w
где Т1 – вращающий момент на шестерне рассчитываемой передачи, Нм;
dw1 – начальный диаметр шестерни, мм;
w – угол зацепления в нормальном сечении; при нарезании зубьев без смещения исходного контура w = 20°;
– угол наклона зубьев, град.
Расчёт гибкой передачи
Общие сведения
Цепная передача – это передача зацеплением с гибкой связью. Движение передает шарнирная цепь, охватывающая ведущую и ведомую звездочки и зацепляющаяся за их зубья .
Достоинства цепных передач.
1. По сравнению с зубчатыми цепные передачи могут передавать движение между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8 м).
2. По сравнению с ременными передачами: более компактны, передают большие мощности, требуют значительно меньшей силы предварительного натяжения, обеспечивают постоянство передаточного числа (отсутствует скольжение и буксование).
3. Могут передавать движение одной цепью нескольким ведомым звездочкам.
Недостатки.
1. Значительный шум при работе вследствие удара звена цепи о зуб звездочки при входе в зацепление, особенно при малых числах зубьев и большом шаге (этот недостаток ограничивает применение цепных передач при больших скоростях).
2. Сравнительно быстрое изнашивание шарниров цепи, необходимость применения системы смазывания и установки в закрытых корпусах.
3. Удлинение цепи вследствие износа шарниров и сход ее со звездочек, что требует применения натяжных устройств.
Рис.2.Схема цепной передачи
α- межосевое расстояние ;
Основные исходные данные для расчета цепной передачи должны быть заданы или приняты по условиям работы передачи.
Размерность всех величин дана в международной системе единиц СИ. Величины со знаком (штрих) – предварительные, они подлежат в дальнейшем уточнению.
2.5. Шаг цепи
Предварительное значение шага однорядной цепи (мм) определяется по формуле:
.
Полученные значения шага округляют до ближайшего по стандарту и находят значение площади проекции опорной поверхности шарнира однорядной цепи, соответствующей этому шагу (табл. П.4.1 из Методических указаний по выполнению курсового проектирования по дисциплине «Детали машин и основы конструирования» С.В. Краснов, С.В. Сафонов, Э.Н. Савельева).
2.6. Назначение основных параметров цепной передачи
Производится в приводимом ниже порядке.
1) Число зубьев ведущей звездочки для передач, у которых u≤5:
.
Если есть ограничения диаметрального размера большей звездочки, то число зубьев ведущей звездочки
,
где – желательный делительный диаметр большей звездочки.
Значение должно быть не менее определенного по приведенной выше эмпирической формуле. Если оно значительно меньше, то следует, если это возможно, уменьшить передаточное число цепной передачи или шаг цепи. В крайнем случае, если передача тихоходная, т.е. n1 < 100 мин-1, можно допустить уменьшение числа зубьев z1 до 15.
Число зубьев звездочки желательно назначать из ряда простых или нечетных чисел, что в сочетании с четным числом звеньев способствует более равномерному износу передачи.
2) Оптимальное межосевое расстояние, если нет ограничений, принимается
,
при
мм,
или из условия, чтобы обеспечить угол обхвата цепью малой звездочки не менее 120° при ;
,
где и – диаметры окружностей выступов звездочек.
3) Наклон передачи. Если угол наклона передачи не задан, то его приближенное значение можно получить из чертежа компоновки привода.
4) Смазывание цепи. Непрерывное смазывание цепи обычно применяют при частоте вращения ведущей звездочки более 100 мин-1.
2.7. Проверочный расчет на износостойкость шарниров цепи
Расчет выполняется по условию
,
где – условное давление в шарнире цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерного распределения давления в шарнире, МПа; Aш – площадь проекции опорной поверхности шарнира однорядной цепи (табл. П.4.1), мм2; mp – коэффициент рядности: mp=1 при однорядной цепи, mp=1,7 при двухрядной цепи, mp=2,5 при трёхрядной цепи; – допускаемое давление в шарнире цепи для средних эксплуатационных условий при (табл. П.4.3), МПа; Ft – окружная сила, передаваемая цепью (приближенное значение), Н:
;
где KЭ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепи:
,
а входящие в формулу коэффициенты определяют по таблице П.4.2.
Примечание. При условии необходимо изменить условия работы передачи и тем самым поменять значения соответствующих коэффициентов.
Значения давления должно находиться в пределах .
Если полученное значение давления в шарнире превышает или значительно меньше допустимого, то, меняя z, P, рядность цепи или параметры, влияющие на KЭ, добиваются выполнения указанного условия.
Для принятой цепи из справочника выписывают ее обозначение и основные параметры: шаг, диаметр ролика, расстояние между внутренними пластинами, наибольшую ширину звена, ширину внутренней пластины (все это необходимо для конструирования звездочек).
2.8. Кинематический и геометрический расчет передачи
2.8.1. Число зубьев ведомой звездочки
.
Значение округляют до целого, желательно нечетного числа z.
2.8.2. Уточнение передаточного числа цепной передачи
Этот расчет выполняют только в том случае, если значение числа зубьев z2 ведомой звездочки было округлено. Передаточное число цепной передачи
.
2.8.3. Частота вращения вала ведомой звездочки (мин-1)
.
2.8.4. Средняя окружная скорость цепи (м/с)
.
Исходя из указанного выше ограничения v для роликовых цепей, устанавливается наибольшая рекомендуемая и предельная частоты вращения малой звездочки согласно таблице П.4.4.
2.8.5. Делительный диаметр ведущей и ведомой звездочек (мм):
,
.
2.8.6. Диаметры окружностей вершин ведущей и ведомой звездочек
,
.
2.8.7. Диаметры окружностей впадин ведущей и ведомой звездочек и радиус впадин зубьев звездочек (мм)
,
,
,
где – радиус ролика (табл. П.4.1), мм.
2.8.8. Диаметры ободов (проточек) звездочек (мм)
,
,
где – ширина внутренней пластины (табл. П.4.1), мм.
2.8.9. Ширина зуба (мм) и ширина венца (мм) звездочки:
,
,
где коэффициент: для однорядной цепи, для двух- и трехрядной цепи; – расстояние между внутренними пластинами, мм; – расстояние между рядами цепи из таблицы П.4.1 ( для однорядной цепи), мм.
Примечание. Для определения размеров прочих элементов звездочек, необходимых для разработки чертежа [1, 2, 4, 7].
2.8.10. Межосевое расстояние, если нет ограничений, принимается оптимальное:
.
2.8.11. Потребное число звеньев цепи (длина цепи в шагах)
.
Значение числа звеньев обычно округляют до четного числа , так как при нечетном числе звеньев цепи приходится применять для соединения ее концов специальные, переходные звенья с изогнутыми пластинами, являющиеся часто причиной отказа цепной передачи.
2.8.12. Фактическое межосевое расстояние (мм):
.
Полученное значение для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием уменьшают приблизительно на =(0,002...0,004)a . Это необходимо, чтобы исключить случайное перенатяжение цепи, которое может получиться из-за радиальных биений звездочек и их валов. Межосевое расстояние, округленное до целого числа, принимают за окончательное. В остальных случаях, т.е. в передачах с изменяемым межосевым расстоянием, уменьшение на величину обеспечивают за счет регулировки.
2.9. Расчет цепи по запасу прочности
Предварительно выбранную цепь проверяют на прочность, определяя коэффициент запаса прочности,
,
допускаемое значение коэффициента запаса прочности приведено в таблице П.4.5, а разрушающая нагрузка (Н) – в таблице П.4.1.
Натяжение цепи от центробежных сил (Н):
,
где q – масса одного метра цепи, кг (табл. П.4.1).
Натяжение от действия сил тяжести за счет провисания цепи (Н):
.
Сила, действующая на валы цепной передачи
,
где – коэффициент нагрузки вала, учитывающий характер нагрузки, действующей на вал, и расположение передачи; при угле наклона линии центров звездочек к горизонту и спокойной нагрузке , при ударной нагрузке ; при угле наклона и спокойной нагрузке , при ударной нагрузке .
2.10. Расчет цепи на долговечность по износостойкости шарниров
Подбор цепи по вышеизложенной методике предполагает проектирование не совсем оптимальной передачи с асинфазным вращением звездочек. Для обеспечения синфазного вращения с целью уменьшения инерционных нагрузок необходимо, чтобы в ветви цепи, сопрягаемой со звездочками, содержалось целое число звеньев. Тип передач с синфазным вращением звездочек предложен А.А. Готовцевым, а параметры ряда передач, позволяющих наиболее просто осуществить синфазное вращение, приведены в [1].
После подбора цепи уточняется ее срок службы (ч) по формуле:
,
,
где – предельно допустимое увеличение шага цепи по нарушению зацепления звеньев с большей звездочкой, %;
– число рядов цепи;
с синфазным вращением звездочек, – с асинфазным;
=1 – цепная передача работает в закрытых кожухах и картерах, – открытая цепная передача;
– коэффициент, учитывающий способ смазки, значения которого приведены в таблице П.4.6.
2.11. Ограничение числа ударов цепи
Для обеспечения долговечности число ударов цепи при набегании на зубья звездочек и сбегании с них не должно превышать допустимого значения (с-1)
,
где приближенно выбирается по таблице П.4.7.
2.12. Оценка критической частоты вращения
Для приближенной оценки критической частоты вращения (мин-1) малой звездочки можно использовать формулу:
,
где при условии резонанс отсутствует.
Расчёт валов
Расчёт диаметров валов
Быстроходный вал
Рис.3: Эскиз быстроходного вала
d = (7…8) х ;
d – номинальный диаметр ;
Тбп = Т1 – крутящий момент быстроходной передачи;
d = 7 х = 30.75 мм ;
Согласно стандартному ряду нормальных линейных размеров, принрмаем (=>):
d = 32 мм ;
dп = d + 2t ;
dп – диаметр под подшипник ;
Диаметр под подшипник округляем в болшую сторону до ближайшего значения кратного 5 ;
dп = 32 + 2 х 3,5 = 39 => 40 мм ;
dбп = dп + 3r ;
dбп = 40 + 3 х 2,5 = 47,5 => 50 мм ;
dбп – диаметр без подшипника ;
Промежутчный вал
Рис.4: Эскиз промежуточного вала
dк ≥ (6…7) х ;
dк – диаметр колеса ;
Тпп = Т2 - крутящий момент промежуточной передачи ;
dк = 6 х = 37.05 => 40мм ;
dбк = dк + 3f ;
dбк – диаметр без колеса ;
dбк = 40 + 3 х 1,2 = 43.6 => 45 мм ;
dп = dк – 3r ;
dп = 40 – 3 х 2,5 = 32.5 => 35 мм ;
Тихоходный вал
Рис.5: Эскиз тихоходного вала
d = (5…6) х ;
Ттп = Т3 – крутящий момент тихоходной передачи ;
d = 6 х =51.15 => 63 мм ;
dп = d + 2t ;
dп = 63 + 2 х 4.6= 72.2 => 75 мм ;
dбп = dп + 3r ;
dбп = 75 + 3 х 3,5 = 85.5 => 90 мм ;
Коэфиценты t, r, f ,берутся из Дунаева.
Расчёт длины валов
Рис.6: Длина быстроходного вала
Рис.7: Длина промежуточного вала
Рис.8: Длина тихоходного вала
Согласно построению редуктра по развёрнутой схеме, получились следущие длины валов:
Быстроходный вал: l1 = 70,1 мм ; l2 = 61 мм ; l3 = 185 мм ;
Промежутчный вал: l1 = 45,5 мм ; l2 = 63 мм ; l3 = 48,5 мм ;
Тихоходный вал: l1 = 112,5 мм ; l2 = 52,5 мм ; l3 = 78 мм ;
Проверочный расчёт вала на прочность.
Расчёт проводим по тихоходному валу, так как на нём находится гибкая передача и нагрузка на вал будет значительно больше, чем на других валах данного редуктора.
Исходные данные:
l1 = 0,07 м ; Ft = 2923 Н ; β = 45° ;
l2 = 0,061 м ; Fr = 1331 Н ;
l3 = 0,185 м ; Fв = 752 Н ;
Fвх = Fв х cosβ =752 х cos45° = 531.74 Н ;
Fвy = Fв х sinβ = 752 х sin45° = 531.74 Н ;
Найдём реакции в опорах, возникающие от сил зацепления и сил давления шкива на вал.
Для этого необходимо разложить эти силы на плоскости «х» и «y», затем составить уравнения равновесия.
Чтобы найти реакцию Rвх , составим уравнение суммы моментов относительно точки Д:
∑хА = Fв х (l1 + l2 + l3) + Rв х (l2 + l3) + Ft х l3 = 0 ;
Rв = = = -1514.9Н
Чтобы найти реакцию Rдх , составим уравнение суммы моментов относительно точки В:
∑хмв = Fвх х l1 - Ft х l2 - Rдх х (l2 + l3) = 0 ;
RА = = = -876.33 Н ;
Рис.9: Эпюры изгибающих моментов
Выполняем проверку:
∑У = -Fву + Ft + RА + RВ = 0 ;
∑У = -531.74 +2923 – 876.33 – 1514.9= 0 ;
Расчёты выполнены верно.
Чтобы найти реакцию Нв , составим уравнение суммы моментов относительно точки А:
∑yА = Fвх х (l1 + l2 + l3) + Нв х (l2 + l3) + Fr х l3 = 0 ;
Нв= = =-317.69Н
Чтобы найти реакцию НА , составим уравнение суммы моментов относительно точки В:
∑yмв = - Fвх х l1 - FR х l2 – НА х (l2 + l3) = 0 ;
Rдy = = = -481.56 Н ;
Выполняем проверку:
∑y = -Fвх + НА - Fr + НВ = 0 ;
∑y = -531.74 - 481.56 + 1331 - 317.69 = 0 ;
Расчёты выполнены верно.
Найдём суммарную силу реакции точки В:
∑RА = = = 999.9 Н ;
Найдём суммарную силу реакции точки Д:
∑RВ = = = 1547.9 Н ;
Чтобы выявить опасные сечения на валу, необходимо построить эпюры изгибающих моментов:
Z1 = l1 =0,07 м ;
Z2 = l2 = 0,061 м ;
Z3 = l3 = 0,185 м ;
Мxz1 = Fвх х Z1 = 531.74 х 0,07 = 37.22 Нм ;
Мx z2 = Fвх х l1 + Rвх х Z2 = 531.74 х 0,07 +37.22х 0,061 = 39.5 Нм ;
Мx z3 = RАх х Z3 = 481.56 х 0= 0Нм ;
Расчитав изгибающие моменты по «х», строим эпюру Мх .
Муz1 = Fвy х Z1 = 531.74 х 0,07 = 37.22 Нм ;
Му z2 = Fвy х l1 + Rвy х Z2 = 531.74 х 0,07 – 1549 х 0,061 = 130.18 Нм ;
Му z3 = RАу х Z3 = 876.33 х 0= 0 Нм ;
Расчитав изгибающие моменты по «у», строим эпюру Му .
∑мА = 0 Нм ;
∑мВ = = = 52.64 Нм ;
∑мС = = = 136.04 Нм ;
∑мД = 0 Нм ;
∑мА , ∑мВ , ∑мС , ∑мД – суммарные моменты в точках А,В,С,Д.
Определив изгибающие моменты точек А,В,С,Д, строим эпюру М.
Опасными сечениями являются – сечение в точке В (сечение Ι-Ι) и сечение в точке С (сечение ΙΙ-ΙΙ ).
Расчёт вала на статическую прочность.
dΙ = ≤ dп ;
[σи] – допускаемое напряжение на изгиб ;
Мэкв -
Материалом изготовления вала выбрали сталь 40Х, для данной стали:
σв ≥ 900 Мпа ;
σв – предел выносливости ;
По таблице находим, что σн = 65 Мпа ;
Мэкв = = = 107.3 Нм ;
Т – крутящий момент тихоходного вала ;
dΙ = = 23.26 мм ;
Полученное значение удовлетворяет условию dΙ < dп.
Принимаем для Ι сечения конструкционный dп = 50 мм .
dΙΙ = ≤ dбп ;
Мэкв = = = 165.1 Нм ;
dΙΙ = = 26.9 Нм ;
Полученное значение удовлетворяет условию dΙΙ < dбп.
Принимаем для ΙΙ сечения конструкционный dбп = 63 мм ;
Расчёт вала на усталостную прочность.
Найдём общий коэфицент запаса просности (S) :
S = ≥ [S] = 2…2,5 ;
Sσ - коэфицент запаса просности при изгибе ;
Sτ - коэфицент запаса просности при кручении ;
Sσ = ;
Sτ = ;
Находим пределы выносливости материала вала при симметричных циклах изгиба (σ-1) и кручения(τ-1) :
Предел выносливости определяем в зависимости от выбранного материала по табпице допускаемых напряжений на изгиб.
σв = 600 Мпа ;
σв – предел выносливости;
σ-1 = 0,35 х σв = 0,4 х 900 = 360 Мпа ;
τ-1 = 0,25 х σв = 0,2 х 900 = 180 Мпа ;
σ-1 и τ-1 – пределы выносливости при изгибе и кручении при симметричном цикле напряжений.
Находим общие эффективные коэффиценты концентрации напряжений от формы и от состояния поверхности при изгибе (Кσ) и кручении (Кτ) :
Кσ = Кσф + Кσп – 1 ;
Кτ = Кτф + Кτп – 1 ;
Кσф и Кτф - эффективные коэффиценты концентрации от формы ;
Кσп и Кτп - эффективные коэффиценты концентрации от состояния поверхности ;
По таблице значений коэффицентов находим :
Сечение Ι : Кσф = 2 ; Кτф = 1.53 ;
Сечение ΙΙ : Кσф = 2; Кτф = 1,7 ;
Кσп = Кτп = 1,1 ;
Считаем Кσ и Кτ :
Сечение Ι : Кσ = 2 + 1,1 – 1 = 2.1 ;
Кτ = 1.53 + 1.1– 1 = 1.63 ;
Сечение ΙΙ : Кσ = 2 + 1,1 – 1 = 2.1 ;
Кτ = 1.7 + 1,1 – 1 = 1,8 ;
Находим коэффицент влияния абсолютных размеров поперечного сечения :
Сечение Ι : при изгибе dп = 40 мм , Кd = 0,64 ;
Сечение ΙΙ : при кручении dбп = 50 мм , Кd = 0,76 ;
Находим коэффицент влияния поверхностного упрочнения (Кv) в зависимости от вида поверхостной обработки :
Кv = 2,8 ;
Находим коэффиценты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений при изгибе (ψσ) и кручении (ψτ) по таблице значений коэффицентов :
ψσ = 0,1 ;
ψτ = 0.05 ;
Находим расчётное напряжение на изгиб и кручение :
FА = 0 ; σа = σи ; τа = τк ;
σм = 0 ; τм = 0 ;
σм и τм – средние напряжения циклов при изгибе и кручении ;
σа и τа – амплитуды циклов при изгибе и кручении ;
σи – расчётное напряжение на изгиб в рассматриваемом сечении вала ;
τк – расчётное напряжение на кручение в рассматриваемом сечении вала ;
Сечение Ι :
σа = σи = = = 8.4 Мпа ;
Wнетто и Wк нетто - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении ;
Wнетто = π х dп3 / 32 = 3,14 х40 503 / 32 = 6280 Нм ;
τа = τк = = = 7.4 Мпа ;
Wк нетто = π х dп3 / 16 = 3,14 х 403 / 16 = 12560 Нм ;
Сечение ΙΙ (шпоночная канавка):
σа = σи = = = 11.09Мпа ;
Wнетто и Wк нетто - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении.
Сечение Ι :
Sσ = = 36.59 ;
Sτ = =26.75 ;
Сечение ΙΙ :
Sσ = = 30.3 ;
Sτ = = 28.13 ;
Определяем общий коэффицент запаса прочности :
Сечение Ι :
S = = 21.59 ;
Сечение ΙΙ :
S = = 20.62 ;
Расчёт шпоночного соединения.
Размеры шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по Атласу.
Исходные данные :
dбп = 90 мм h = 14 мм t = 9 мм
b = 25 мм T = 619.4 Нм
b – ширина шпонки ;
h – высота шпонки ;
t – глубина шпоночного паза на валу ;
Расчёт конструктивной длинны шпонки
Рис.10: Размеры шпонки
l = lст – 10 ;
l – длинна шпонки ;
lст - длинна ступицы ;
lст = 1,2 dбп = 1,2 90 = 108 мм ;
l = 108 – 5 = 103 мм ;
lр = l – b = 103 – 25 = 78 мм ;
lр – длинна рабочей поверхности шпонки ;
Проверка шпонки на смятие :
см = = [см] ;
см – напряжение смятия ;
K – высота шпонки выступающая из вала ;
K = h - t = 14 – 9 = 5 мм ;
Принимаем материалом ступицы чугун.
При чугунной ступице [см] = 60…80 Мпа ;
см = = 35.29 Мпа ;
Принимаем длину шпонки равной :
l =Вw4 – 5=73-5=68 мм.
см = = 40.3 Мпа ;
Согласно стандартному ряду принимаем призиатическую шпонку исполнения «а» с параметрами 18-11-70.
b = 25 мм ;
h = 14 мм ;
l = 70 мм .
Рис.11: Призматическая шпонка исполнения «а»
Подбор подшипников качения
dп = 75 мм
Fr = 876.33 Н
FA = 0 Н ;
= RА = 999.9 H ;
- радиальная сила в точке А ;
= RВ = 1547.8 Н ;
- радиальная сила в точке В ;
Расчёт ведётся по большей нагрузке, которой будет являться .
Проверка на долговечность :
L = = = 773.28 мил.об.мин. ;
n = n3 – число оборотов вала за минуту ;
Lh – срок службы ;
Определяем эквивалентную нагрузку (P) :
P = (VxFr + y ∙ FA) ∙ Kб ∙ Kт ;
V – коэффицент учитывающий вращение колец (при вращении внутреннего кольца V = 1) ;
x, y – коэффиценты нагрузки по осям x и y ;
Kб = 2 – коэффицент безопасности ;
Kт = 1 – температурный коэффицент ;
ℓI = = = 0 ;
ℓI – коэффицент осевой нагрузки ;
ℓ = 0,21 ;
< ℓ , тогда x = 1 , y = 0 ;
P = (111331 + 0 ∙ 0) ∙ 1 ∙ 1 = 1331 Н ;
Находим динамическую грузоподъёмность (Cr) :
Cr = P ∙ = 1331∙ = 12216.78 Н = 12 кН ;
m = 3 – коэффицент зависящий от типа подшипника;
Так как FA = 0, принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник ГОСТ 8338-75 марки 208.
Рис.12: Шариковый радиальный однорядный подшипник
Подбор муфты
Принимаем упругую муфту со звёздочкой.
TМ = ТН ∙ КР = 619.4 ∙ 1,2 = 743.28 Нм ;
TМ – крутящий момент муфты ;
ТН – номинальный крутящий момент ;
КР = 1,2 – коэффицент средневероятного режима работы ;
Параметры и размеры, мм, упругих муфт со звёздочкой
Рис.13: Упругая муфта со звёздочкой
Табл.4:Параметры и размеры, мм, упругой муфты со звёздочкой
|
T кHхМ |
d |
D |
L для исполнения |
L для исполнения |
Цепь ГОСТ 13568-75 |
Шаг цепи |
Число зубьев |
h |
||||
|
1 |
2 |
3,4 |
1 |
2 |
3,4 |
|||||||
|
1.0 |
50…71 |
210 |
222 |
175 |
118 |
82 |
57 |
58 |
ПР-38.1-12700 |
38.1 |
12 |
3.5 |
|
284 |
220 |
168 |
105 |
73 |
82 |
Расчёт корпуса редуктора
Исходные данные :
Dw1 = 44 мм Bw1 = 114 мм n1 = 1432 об/мин
Dw2 =156 мм Bw2 = 104 мм n2 = 716 об/мин
Dw3 = 93.927 мм Bw3 = 79 мм n3 = 201.6 об/мин
Dw4 =261.472 мм Bw4 = 73 мм n4 = 72 об/мин
aw1 = 117,15 мм
aw2 = 131,59 мм
Dw1, Dw2, Dw3, Dw4 – диаметры шестерен и колёс ;
Bw1, Bw2, Bw3, Bw4 – ширины шестерен и колёс ;
aw1, aw2 – межосевые расстояния ;
Находим объём масла в редукторе :
Vм = B ∙ L ∙ hmax ;
Vм ≥ 0,35Pвх ;
Pвх = P1 – мощность входного вала ;
B – ширина редуктора ;
L – длинна редуктора ;
hmax – максимальная высота масла в редукторе ;
Vм ≥ 0,35 ∙ 7,2 ≥ 2,52 л ;
Рис.14: Максимальный и минимальный объёмы масла
Найдём толщину стенки корпуса редуктора (δ):
δ = 2 ∙ = 2 ∙ = 5.6 мм ;
Твых.вала = Т4 ;
Материалом корпуса редуктора принимаем сталь:
δ = 6 мм ;
Найдём толщину верхнего пояса крышки (b) :
b = b1 + b2 ;
b1 и b2 – толщины пояса крышки и пояса корпуса редуктора ;
b1 = b2 = 1,5δ = 1,5 ∙ 6 = 9 мм ;
b = 9 + 9 = 18 мм ;
Найдём толщину нижнего пояса корпуса редуктора :
Принимаем конструкцию пояса с бобышкой :
Р = 2.35δ = 2.35 ∙ 6 = 14.1 мм ;
Р1.1 = 1.5δ = 1.5 ∙ 6 = 9 мм ;
Р1.2 = 2.75δ = 2.75 ∙ 6 = 16.5 мм ;
Р – толщина пояса без бобышки ;
Р1.1 – толщина пояса с бобышкой ;
Р1.2 – толщина пояса с бобышкой ;
Найдём толщину рёбер жёсткости (m) :
m = 1δ = 1 ∙ 6 = 6 мм ;
Найдём диаметр фундаментальных болтов (d1) :
d1 = 0,03 ∙ аw + 12 ;
аw = аw1 + аw2 = 100 +177.7 = 277.7 мм ;
Принимаем количество фундаменталных болтов Zф = 6 т.к. аw >250.
d1 = 0,03 ∙ 277.7 + 12 = 17.3 мм ;
Находим диаметр болтов у подшипников (d2) :
d2 = 0,75 ∙ 20 = 15 мм ;
Находим диаметр болтов, сединяющих основание с крышкой (d3) :
d3 = 0,6 ∙ 20 = 12 мм ;
Список использованной литературы.