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
Содержание
Введение……………………………………………………………………………4
1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ…………………………………….……………..……..…6
1.10 Определение вращающих моментов на валах двигателя…....……….8
наклона………………………………………..…………….…………14
2.10 Определение усилий в зацеплении………….…….…………….……16
2.11 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба…….………..….... 17
2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям….….......……18
2.13 Основные геометрические размеры зубчатого зацепления…..…..…20
подшипников……………….………………………………..…….….21
5 РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЗКЕ………………………………………………………………..…...34
Список используемой литературы……..……………………..……………36
Приложение А. Эскизна компоновка
Введение
Редуктор – механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого нала по сравнению с валом ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в который помещают элементы передачи — зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размешают также устройства для смазки зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренчатый масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных, заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:
- тип передачи (зубчатые, червячные, цепные, ременные и т д.);
- число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);
- тип зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);
- относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).
Редукторы бывают:
- одноступенчатые цилиндрические: корпуса чаще выполняют литыми чугунными, валы монтируют на подшипниках качения или скольжения;
- одноступенчатые конические: применяют для передачи движения между валами оси, которых пересекаются, межосевой угол равен 900;
- двухступенчатые цилиндрические: отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба, в этих редукторах следует применять жесткие валы;
- червячные, применяются для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.
Редукторы широко применяют в различных областях машиностроения, особенно в подъемно- транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, судостроении и т.д.
В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Применяется картерная смазка. Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливается жезловой маслоуказатель (щуп). Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла.
1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Потребную мощность привода определяем по формуле:
[1,c.6] (1)
где – тяговое усилие, =9,0 кН;
V – скорость ленты, V= 1,0 м/c (по условию задания).
= 9,01,0 =9,0 кВт
Коэффициент полезного действия расчитываем по формуле:
[1,c.6] (2)
где - КПД, учитывающий потери клиноременной передачи,
- КПД, учитывающий потери в цилиндрической зубчатой передачи,
- КПД, учитывающий потреи в подшипниках,
– КПД, учитывающий потери в соединительной муфты,
n – число пар подшипников.
По рекомендации [1,c.6, таблица 1.1] принимаем:
= 0,92...0,95,
= 0,96...0,98,
= 0,99, n = 4,
= 0,98.
= 0,94 0,97 0,98 = 0,85.
Частота вращения определяется по формуле:
, [1, c.7] (3)
где – диаметр барабана, мм.
= 76 об/мин.
... [1, c.7] (4)
Принимаем по рекомендации [1,c.7, таблица 1.2]
где – передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи,
– передаточное отношение цепной передачи.
= 2,5...5
= 1,5...4;
[1,c.6] (5)
, [1,c.7] (6)
76 (3,75...20) = 285...1520
По рекомендации [1, c.384, таблица 19.27] принимаем электродвигатель 160M6
, [1,c.8] (7)
Принимаем , тогда
[1,c.8] (8)
[1,c.8] (9)
[1,c.8] (10)
где - частота вращения ведущего вала, об/мин,
730 об/ мин
[1,c.9] (11)
где - частота вращения ведомого вала, об/мин,
[1,c.9] (12)
Момент на приводном валу определяется по формуле:
[1,c.10] (13)
, [1,c.10] (14)
где – момент на тихоходном валу редуктора,
, [1,c.10] (15)
где – момент на быстроходном валу редуктора,
2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
2.1 Выбор материалов и термической обработки
Учитывая рекомендации [1, c.16] назначаем материал для изготовления зубчатых колес: шестерни – сталь 40Х твердость поверхности HB269…302, термообработка улучшение, =640МПа, =800МПа. [1.c.17, таблица 2.1].
Для колеса – сталь 45, твердость поверхности HB 235…262, термообработка улучшение,=640МПа, =800МПа. [1.c.17, таблица 2.1].
Для дальнейших расчетов определяем среднюю твердость колес по формуле:
[1, c.17] (16)
2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемые напряжения по:
[1, c.19] (17)
[1, c.19] (18)
где - допускаемое контактное напряжение, МПа,
- допускаемое напряжение изгиба, МПа,
- коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям,
- коэффициент долговечности при расчете на изгиб,
-пределы выносливости, соответствующие базовому числу циклов
нагружений на контактную прочность и изгиб, соответственно.
[1, c.19, таблица 2.2] (19)
[1, c.19] (20)
Так как средняя твердость колеса и шестерни разная, то допускаемые напряжения определяются для обоих колес
МПа,
МПа.
Коэффициенты долговечности по:
[1, c.18] (19) [1, c.18] (20)
где и базовые числа циклов нагружений, соответственно
при расчете на контактную прочность и изгиб,
N – действительное число циклов перемены напряжений,
m–показатель степени в уравнении кривой усталости.
, [1, с. 18] (21)
,
,
[1,c.18] (22)
(23)
где - время работы передачи, час,(по условию задания),
Действительное число циклов перемены напряжений
60,
.
По рекомендации [1, c.19] при условии N и N принимаем, .
По формулам (17) и (18) определяем напряжения
МПа,
МПа,
МПа,
МПа.
За допускаемое контактное напряжение в дальнейших расчетах по рекомендации [1, c.19] принимаем: МПа.
2.3 Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние рассчитываем по формуле:
, [1, c.21] (24)
где - коэффициент межосевого расстояния,
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии, полученной в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев,
- коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию,
- крутящий момент на тихоходном валу, Нмм.
- для косозубых колес [1, c.20]
, [1, c.20] (25)
где - коэффициент ширины колеса по делительному диаметру,
S – индекс схемы проектируемого редуктора.
. (26)
Согласно рекомендации [1, c.15] принимаем, тогда
=1,16.
По рекомендации [1, c.21, таблица 2.3] значение S принимаем равным 8 (колеса на валах расположены симметрично), тогда:
Нм.
Найденные значения коэффициентов подставляем в формулу (24)
172,5 мм.
Полученное значение округляем в большую сторону по рекомендации
[1, c.481, таблица 19.1], т.е. принимаеммм.
2.4Расчет предварительных основных размеров колеса
[1,c.21] (26)
где- делительный диаметр, мм
297,9 мм.
Ширина колеса определяется по формуле:
[1, c.22] (27)
Принимаем по [1, c.481, таблица 19.1]
Ширина шестерни определяется по формуле:
=1,06, [1, c. 24] (28)
76,32 мм.
Принимаем по [1, c.481, таблица 19.1] мм.
2.5 Расчет и выбор по СТ СЭВ модуля передачи
[1, с.16] (29)
где - коэффициент модуля, для косозубых колес – 5,8.
мм
Принимаем по рекомендации [1, с.16] модуль передачи мм.
2.6 Определение суммарного числа зубьев и предварительного угла наклона
Суммарное число зубьев по формуле:
(30)
где - минимальный угол наклона зубьев колес. Для косозубой передачи =10
Если полученное выражение не является целым числом, то округляем его в меньшую сторону целого числа.
Принимаем =235.
2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни рассчитываем по формуле:
(32)
принимаем =41.
Число зубьев колеса по формуле:
[1, с.17] (33)
2.8 Определение фактического передаточного числа
[1, с.17] (34)
Отклонение от передаточного отношения
[1, с.17] (35)
2.9 Определение геометрических размеров колес
Рисунок 1.1 – Основные размеры зубчатого колеса
Делительный диаметр шестерни по формуле:
, [ 1, c.17] (36)
= 62,812мм ,
Делительный диамет колеса по формуле:
, [ 1, c. 17] (37)
= 297,188мм ,
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колеса и шестерни по формулам:
, [1, c. 18] (38)
мм ,
, (39)
= 59,062мм ,
, (40)
мм,
, (41)
мм.
2.10 Определение усилий в зацеплении
Окружная сила по формуле:
, [1, c. 18] (42)
= 4206 H.
Радиальная сила по формуле:
[1, c. 18] (43)
В соответствии с рекомендацией для стандартного угла:
, [1, c. 18] (44)
(45)
H.
Осевая сила по формуле:
Н.
2.11 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
Действительное напряжение изгиба в зубьях колеса по формуле:
, [1, с. 19] (47)
где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,
- коэффициент, учитывающий окружную скорость колес,
- коэффициент, учитывающий форму зуба.
Определяем окружную скорость колеса по формуле:
, [1, c. 19] (48)
= 297,188 мм (см. п.р. 2.9),
= 152 об/мин (см. п.р. 1.10),
= 2,37 м/с
=4206 Н (см.п.р.2.10),
=72 мм( см.п.р.2.4),
мм (см.п.р.2.5.)
По рекомендации для косозубых передач:
[1, с . 19] (49)
По рекомендации:
, [1, с . 19] (50)
= 1- 11,7158̊/ = 0,92 (51)
Значение коэффициента принимают по рекомендации [1, с.19] при HB350и скорости<15:
Значение коэффициента принимают по рекомендации [1,с.19] при HB350для косозубых колес:
53)
По рекомендации :
[1, с . 19] (54)
,
= 207.
По найденому значению согласно рекомендации [1, с . 19, таблица 2.5] принимаем коэфиициент= 3,61.
= 157МПа.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни раситываем по формуле:
, [1, с . 19] (55)
, [1, c.19] (56)
.
По найденому значению согласно рекомендации [1, с . 19, таблица 2.5] принимаем коэффициент фрмы зуба= 3,66, тогда:
= 159МПа.
Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена, т.к.
2.12 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
Расчетное контактное напряжение определяем по формуле:
, [1,c. 20] (56)
где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки мужду зубьями,
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки вдоль линий
Зацепления,
- коэффициент динамической нагрузки
Полученное расчетное контактное напряжение должно находиться в интервале (0,85 ... 1,05) ,
По рекомендации [1,c. 20] для косозубых колес:
(57)
(58)
(59)
= 481МПа.
514 = 437 ... 540 МПа. [1, c. 20] (60)
Полученное значение напряжения входит в рекомендуемый интервал, следовательно, контактная прочность колеса обеспечена.
2.13 Основные геометрические размеры зубчатого зацепления
|
Наименование параметров |
Обозначение и размерность |
Формулы и результатрасчета |
|
|
Шестерни |
Колеса |
||
|
Межосевое расстояние |
|
||
|
Модуль нормальный |
m,мм |
m=1,5 |
|
|
Угол наклона зуба |
̊ |
||
|
Модуль окружной |
,мм |
||
|
Шаг зубьев нормальный |
|
||
|
Шагзубьев окружной |
|
||
|
Число зубьев |
|||
|
Делительные диаметры |
|
||
|
Высотаголовки зуба |
|
||
|
Высота ножки зуба |
|
||
|
Высота зуба |
h,мм |
h=2,25m=2,25 1,5=3,375 |
|
|
Диаметры вершин |
|
|
|
|
Диаметры впадин |
|
|
|
|
Передаточноечисло |
U |
U=4,73 |
|
|
Ширина колес |
|
|
|
3 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Выбор материала для изготовления валов
Для изготовления вала шестерни принимаем – сталь 40Х.
Для изготовления вала под колесо принимаем – сталь 45.
Исходя из [1,c.208, таблица 12.7]:
|
Марка стали |
Твёрдость НВ |
Механические характеристики, Н/мм2 |
||||
|
σв |
σт |
τт |
σ-1 |
τ-1 |
||
|
40Х |
240 |
800 |
650 |
390 |
360 |
210 |
|
45 |
240 |
800 |
550 |
300 |
350 |
210 |
Допускаемое напряжение на кручении принимаем τк=20 МПа [1,c.208].
Принимаем допускаемое напряжение изгиба [σ-1] равное 60 МПа.
3.2 Определение диаметров ведущего вала и предварительный подбор подшипников
Рисунок 3.1 – Эскиз ведущего вала
Диаметр входного конца вала d1, мм рассчитываем по формуле:
где Т1 - крутящий момент на ведущем валу, Н·мм;
– допускаемое напряжение при кручении.
Увеличиваем d1 на 5%: d1=34,02 мм. Принимаем по СТ СЭВ 208-75 d1=34,0 мм
Диаметр вала под подшипник принимаем по рекомендации
где t - высота буртика, выбираем в зависимости от принятого d1 [2,c.7,таблица 1.2], t=3,5 мм
Принимаем по ряду чисел для диаметров подшипников , [2,c.7]
При проектировочном расчёте диаметр буртиков для упора подшипников определяем по соотношению:
где r - радиус галтели вала [2,c.7,таблица 1.2], r=2,5 мм
Принимаем по СТ СЭВ 280-75 до ближайшего большего значения:
3.3 Определение диаметров ведомого вала и предварительный подбор подшипников
Рисунок 3.2 – Эскиз ведомого вала
Диаметр выходного конца вала, d2, мм рассчитываем по формуле:
где T2 - крутящий момент на ведомом валу, Н·мм;
Полученное значение диаметра выходного конца вала d2 увеличиваем на 5%, учитывая ослабление шпоночной канавки этой части вала, d2=56,55 мм.
После увеличения диаметр округляем по СТ СЭВ 208-75 до ближайшего большего значения из ряда, d2=57,0 мм.
Диаметр вала под подшипник определяем по формуле:
где t - высота буртика, мм.
По d2=57 мм по [2,c.7,таблица 1.2] принимаем t=4,0 мм, тогда:
Принимаем =65 мм.
При проектном расчёте диаметр буртика для упора подшипника принимается:
где r - радиус галтели вала, мм.
Тогда по [2,c.7,таблица 1.2] принимаем r=3,5 мм:
Принимаем по СТ СЭВ 208-75 dбп2=76,0 мм.
Диаметр вала посадочного места зубчатого колеса определяем по формуле:
Принимаем по СТ СЭВ 208-75
Диаметр буртика для упора колеса определяем по соотношению:
где f - размер фаски колеса.
По [2,c.7,таблица 1.2] принимаем f=2,5 мм.
Принимаем по СТ СЭВ 208-75
Выбираем предварительный тип подшипника:
Для косозубой передачи передачи выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники [1,c.381, таблица 19.23].
Для быстроходных валов подшипник выбираем из средней серии (dп1=45мм)
Таблица3.1 – Техническая характеристика подшипника
|
Средняя серия |
|||||||
|
Марка |
Размеры, мм |
Грузоподъёмность, кН |
|||||
|
d |
D |
B |
r |
Cr |
C0r |
||
|
36308 |
40 |
120 |
23 |
2,5 |
1,2 |
53,9 |
32,8 |
Для тихоходных валов выбираем подшипник из легкой серии (dп2=65 мм)
Таблица3.2 – Техническая характеристика подшипника
|
Лёгкая серия |
|||||||
|
Марка |
Размеры, мм |
Грузоподъёмность, кН |
|||||
|
d |
D |
B |
r |
Cr |
C0r |
||
|
46213 |
65 |
120 |
23 |
2,5 |
1,2 |
69,4 |
45,9 |
4 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
4.1 Составление расчетной схемы и усилий в цилиндрической зубчатой передаче
|
Наименование усилия |
Расчетная формула |
Результаты расчета |
|
Окружное,Н |
4206 Н |
|
|
Радиальное, Н |
1530Н |
|
|
Осевое,Н |
871 Н |
|
|
Делительный диаметр шестерни,мм |
62,812 мм |
|
|
Делительный диаметр колеса,мм |
297,188 мм |
Сила давления на вал от неуравновешенной окружной силы муфты для ведущего вала:
, (71)
где T1-крутящий момент, передаваемый соединительной муфтой на ведомом валу, ;
T2- крутящий момент на тихоходном валу редуктора (на валу малой тяговой звездочки), .
H
(72)
Н
Принимаем H.
Сила давления на вал от натяжения ремней в цепной передаче:
, (73)
где -диаметр делительной тяговой звёздочки, мм.
, (74)
где z1-число зубьев тяговой звёздочки;
t - шаг цепи, мм.
z1=31-2∙U2, (75)
где U2-передаточное число цепной передачи (определяется при выборе электродвигателя)
z1=31-2∙3=25 мм
Шаг цепи передачи:
t=2,8, (76)
где -допускаемое напряжение в шарнирах роликовой цепи, мПа.
Для проектного расчёта выбираем =20 мПа
t=2,8
Полученное значение t=30,156 мм округляем в сторону большего ближайшего значения по
t=31,75мм
Таким образом
(77)
Радиальная нагрузка, действующая на вал, от цепной передачи:
Fy=2∙, H, (78)
где - нагрузка от провисания цепи.
(79)
где -коэффициент,учитывающий расположение цепи при вертикальном расположении цепи;
а - межосевое расстояние, м:
g - масса 1 м цепи
g=3,8 H/м
a=50t (80)
a=50∙31,75=1587,5 мм=1,58 м
Тогда:
Ff=9,81∙1∙3,8∙1,58=58,89
Fy=2∙58,89=118 H
Так как составляющая по оси Fy мала по отношению к составляющей Fx, то при расчёте вала этой силой пренебрегают.
Расстояние между опорами ведомого вала определяем по формуле:
, (81)
где 1-ширина шестерни, мм мм.
-зазор между торцом шестерни (вдоль оси) и стенкой корпуса
- толщина стенки основания корпуса
.
Принимаем
Принимаем
по рекомендации
=80+2∙5+2∙3+23=119 мм
Принимаем =119 мм.
Расстояние между точками приложения консольной силы и реакцией смежной опоры подшипника:
, (82)
где - длина конуса вала под звёздочку цепной передачи,
, (83)
где ,
=297,188 мм
Принимаем =384
- толщина фланца крышки;
-зазор между крышкой подшипника и муфтой.
-толщина прокладок
4.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов для ведомого вала
1. Определим реакции опор:
; . (84)
В вертикальной плоскости:
, (85)
.
Т.к. получено отрицательное значение, следовательно реакция направлена неверно, нужно направить в противоположную сторону.
, (86)
.
Т.к. получено отрицательное значение, следовательно реакция направлена неверно,нужно направить в противоположную сторону.
Проверка:
1853-1530-323=0
2. Строим эпюры изгибающих моментов методом характерных точек:
(т.к. нет сил, действующих слева), (87)
(т.к. нет сил слева), (88) , (89) (90)
3. Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости:
, (91) , (92)
, (93)
. (94)
Проверка:
-4933+12779+4206-12052=0
4. Определение изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
(95)
, (96)
, (97)
. (98)
5. Определение суммарного изгибающего момента:
, (99)
=725,5 H∙м. (100)
6. Определение эквивалентного момента:
м (101)
7. Определение диаметра в опасном сечении
(102)
(103)
Т.к. диаметр вала в опасном сечении меньше:
следовательно, прочность вала обеспечена.
5 РАСЧЕТ ПОДШИБНТКОВ КАЧЕНИЯ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ НАГРУЗКЕ ДЛЯ ВЕДОМЫХ ВАЛОВ
Схема к расчёту радиальных шарикоподшипников ведомого вала редуктора.
Для заданного типа размера подшипника №46213 выбираем значения:
=69,4 кН
D=120мм
B=23мм
n2=152 об/мин
Lh=12,5∙103 часов
; (104)
Реакции берем из пункта 3.3
(105)
Определим расчётную долговечность подшипника:
Lh=(106)
где P- эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник.
Вычислим эквивалентную динамическую нагрузка по формуле:
P=, [3c.21] (107)
где - коэффициент вращения=1,
- коэффициент безопасности,учитывающий характер действующей на подшипник нагрузки,
-температурный коэффициент, учитывающий рабочую температуру нагрева подшипника. При t, принимаем =1.
Принимаем по рекомендации.
Х-коэффициент радиальной нагрузки .Принимаем по рекомендации [1 с 104 табл.6.3].Принимаем Х=0,45
Y-коэффициент осевой нагрузки. Принимаем по рекомендации [1 с 104 табл.6.3].
Вычисляем отношения радиальных нагрузок ,действующих на опоры к статической грузоподъемности:
(108)
По полученному отношению определяем по рекомендации [1 с 104 табл.6.3] е- параметр нагружения,принимаем е=0,34, Y=1,62
Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:
(109)
(110)
(111)
P=(1∙0,45∙12056+1,62∙1,8) ∙1∙1,4=7,59 кH.
Lh=
Lh=83825,38 чLh=12,5∙103 часов
Следовательно, необходимая долговечность подшипника обеспечена.
Список литературы: