86240

Привод конвейера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Ременная передача – механизм для передачи вращения посредством фрикционного взаимодействия замкнутой гибкой связи с жесткими звеньями. Гибкую связь называют приводным ремнем, а жесткие звенья – шкивами. С помощью ременной передачи достигается высокая плавность работы.

Русский

2015-04-04

2.37 MB

1 чел.

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

БЕЛОРУССКИЙ НАЦИОНАЛЬНЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра «Детали машин, ПТМ и М»

Группа 103134

Привод конвейера

Пояснительная записка

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Исполнитель:       Новиков П.В.

Руководитель :      Бондаренко А.Г.

Минск 2007

Содержание

Содержание 2

1. Назначение устройство и область применения передач привода. 4

2. Кинематические расчеты 5

2.1. Выбор электродвигателя. Разбивка общего передаточного отношения по ступеням. 5

2.2. Кинематический и силовой анализ 6

3. Расчет зубчатых передач. 8

3.1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора 8

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес 8

3.1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений 8

3.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений 9

3.1.4. Определение допускаемых изгибных напряжений 9

3.1.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе 10

3.1.6.  Расчет геометрических параметров передачи 10

3.1.7. Силы в зацеплении 12

3.1.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 13

3.1.9. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба 14

3.1.10. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках 16

3.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора 17

3.2.1. Выбор материала зубчатых колес. 17

3.2.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений 17

3.2.3. Определение допускаемых контактных напряжений 17

3.2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений 18

3.2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе 19

3.2.6. Расчет геометрических параметров передачи 19

3.2.7. Силы в зацеплении 21

3.2.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 21

3.2.9. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба 22

3.1.10. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках 24

3.3. Сравнительный анализ результатов, полученных на ЭВМ, и практических расчётов 24

4. Проектный расчет валов 26

5. Проверочный расчет валов на усталостную прочность 27

5.1. Проверочный расчет первого вала 27

5.1.1. Cоставление расчетной схемы 27

5.1.2. Определение реакций опор  и построение эпюр. 27

5.1.3. Нахождение коэффициента запаса прочности 29

5.2. Проверочный расчет второго вала 32

5.2.1. Cоставление расчетной схемы 32

5.2.2. Определение реакций опор  и построение эпюр. 32

5.2.3. Нахождение коэффициента запаса прочности 34

5.3. Проверочный расчет третьего вала 37

5.3.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы 37

5.3.2. Определение реакций опор  и построение эпюр. 37

5.3.3. Нахождение коэффициента запаса прочности 39

6. Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность. 42

6.1. Расчет подшипников первого вала. 42

6.2. Расчет подшипников второго вала. 43

6.3. Расчет подшипников третьего вала. 44

7. Расчет соединений вал-ступица 45

7.1. Методика расчета 45

7.2.Шпонка, удерживающая упругую втулочно-пальцевую муфту. 45

7.3.Шпонка, удерживающая колесо конической передачи. 45

7.4.Шпонка, удерживающая колесо цилиндрической передачи. 45

7.5. Шпонка, удерживающая зубчатую муфту. 46

8. Выбор муфт 47

8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая. 47

8.2. Зубчатая муфта. 47

9. Назначение посадок, отклонений форм и размеров 49

10. Описание сборки, смазки и регулировки редуктора 50

10.1. Смазка редуктора. 50

10.2. Сборка редуктора. 50

10.3. Регулировка редуктора. 50

Список использованной литературы. 52

  1.  

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

4

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Назначение, устройство и область применения привода.

Конвейеры перемещают сыпучие и кусковые материалы или штучные однородные грузы непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

Конвейеры состоят из следующих основных частей:

– приводная станция, от которой тяговый орган получает движение;

– тяговый орган с элементами для размещения груза (ковши, скребки, люльки и т.п.) или без них;

– рама или ферма транспортера;

– поддерживающее устройство (катки, ролики, шины и т.п.);

– натяжная станция, которая задает и поддерживает необходимое натяжение тягового органа.

Приводная станция включает двигатель, ременную передачу, редуктор, соединительную муфту, ведущий барабан с валом и опорами.

Двигатель – энергетическая машина, предназначенная для преобразования энергии любого вида в механическую энергию твердого тела.

Ременная передача – механизм для передачи вращения посредством фрикционного взаимодействия замкнутой гибкой связи с жесткими звеньями. Гибкую связь называют приводным ремнем, а жесткие звенья – шкивами. С помощью ременной передачи достигается высокая плавность работы. Ременная передача пробуксовывает при перегрузках.

В зависимости от сечения ремня различают передачи:

– плоскоременные;

– круглоременные;

– клиноременные.

Редуктор – понижающая передача, обычно включающая в себя систему взаимодействующих звеньев, заключенных в единый корпус.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Применение редукторов обусловлено экономическими соображениями. Масса и стоимость двигателя при одинаковой мощности понижаются с увеличением его быстроходности. Оказывается экономически целесообразным применение быстроходных двигателей с понижающей передачей, вместо тихоходного двигателя  без передачи. Наиболее широко используются асинхронные двигатели с частотой  750 и 1500 оборотов в минуту.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

– типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

– числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

– типу зубчатых колес (цилиндрические, конические и т.д.);

– относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

– особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

В данном проекте разрабатывается двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор, выполненный по развернутой схеме.

Зубчатые передачи являются основным видом передач в машиностроении. Их основные преимущества: высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты; большая долговечность и надежность работы; высокий КПД; постоянство передаточного отношения; возможность применения в широком диапазоне мощностей, скоростей, передаточных отношений. Недостатки: шум при работе, невозможность бесступенчатого

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

5

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

изменения передаточного числа, незащищенность при перегрузках, возможность возникновения значительных динамических нагрузок из-за вибрации.

Муфты – устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов. Выходной вал редуктора и приводной вал конвейера соединены жесткой компенсирующей зубчатой муфтой, обладающей компактностью и хорошими компенсирующими свойствами.

Подшипники служат опорами для валов. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В данном приводе используются роликовые конические подшипники, которые воспринимают осевую нагрузку в конических и косозубых цилиндрических передачах.

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

6

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

2. Кинематические расчеты

2.1. Выбор электродвигателя

D

B

Ft

V

Z1

Z2

II

V

D2

 

Z4

Z3

IV

III

D1

I

M

Рис. 1 Кинематическая схема привода

Исходные данные:

Lгод=8 лет                             V=1,85 м/с

Kсут.=0,4                                D=350 мм

Kгод.=0,65                              b=300 мм

Ft=2800 Н

По исходным данным определяем потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе:

,

где: – тяговая сила;

        – линейная скорость тягового органа рабочей машины.

Требуемая мощность электродвигателя:

,

где: – общий КПД привода.

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

7

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

где:   – КПД клиноременной передачи;                                   [Табл. 1.2.1, 1]

        – КПД редуктора;                                                             [Табл. 1.2.1, 1]

          – КПД муфты;                                                                   [Табл. 1.2.1, 1]

           – КПД закрытой конической передачи;

            – КПД закрытой цилиндрической передачи;

        – КПД подшипникового узла, т.е. подшипников качения (одна пара);                                                                                                  [Табл. 1.2.1, 1]

        – число пар подшипников.

.

Подбираем тип двигателя:

4A132SУ3/1450          [Табл. 16.7.1, 1]

Частота вращения выходного вала :

.

2.2. Кинематический расчет

Действительное общее передаточное число привода :

,

где: – асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

Полученное распределяем между типами и ступенями передач:

,

где:   – передаточное число клиноременной передачи;

        – передаточное число редуктора;

          – передаточное число закрытой конической передачи;

          – передаточное число закрытой цилиндрической передачи;

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

8

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Принимаем:

,

где:

,

                                                     ,                               [Табл. 5.6, 2]

.

Отклонение фактического передаточного числа от номинального:

;

.

Отклонение передаточного числа равно 0,28%, что меньше предельно допустимых 4%.

Частоты вращения валов:

Частота вращения первого вала:

.

Частота вращения второго вала:

.

Частота вращения третьего вала:

.

Частота вращения четвертого вала:

.

2.3. Определение вращающих моментов и мощности на валах

Мощность на первом валу:

.

Крутящий момент на первом валу:

.

Угловая скорость на первом валу:

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

9

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Мощность на втором валу:

.

Крутящий момент на втором валу:

.

Угловая скорость на втором валу:

.

Мощность на третьем валу:

.

Крутящий момент на третьем валу:

.

Угловая скорость на третьем валу:

.

Мощность на четвертом валу:

.

Крутящий момент на четвертом валу:

.

Угловая скорость на четвертом валу:

.

Мощность на пятом валу:

.

Крутящий момент на пятом валу:

,

или:

.

Табл. 1. Результаты кинематического и силового анализа.

Номер вала

P, кВт

Т, Нм

n, мин-1

ω, с-1

I

6,27

41,3

1450

151,77

II

5,91

62,33

906,25

94,85

III

5,58

131,71

404,58

42,35

IV

5,32

502,23

101,15

10,59

V

5,18

489

101,15

10,59

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

10

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

11

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Диаграмма распределения момента Т, мощности Р, частоты n и угловой скорости  по валам привода.

№вала

6

250

75

3

700

1400

150

500

Р,кВт

ω,с-1

n,мин-1

Т,Нм

n

ω

Р

IV

III

II

I

T

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

12

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3. Расчет зубчатых передач

3.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес.

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=1600МПа, σТ=1400МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка с нагревом ТВЧ до  твердости 45…48HRC (расчетное значение 46HRC), термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до  твердости 42..45HRC (расчетное значение 43HRC).

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения:

,

где: – предел контактной выносливости поверхности слоев зубьев;

        – коэффициент безопасности;

        – коэффициент долговечности;

        – коэффициент, учитывающий влияние смазывания;

        – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

        – коэффициент, учитывающий окружную скорость;

        – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ рекомендует для колес с d<1000 мм принимать:

                                                                                  [2, Стр. 151]

Поэтому с достаточной для практических расчетов точностью формулу для расчета допускаемых контактных напряжений можно записать в виде:

.

Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

13

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Коэффициент безопасности при однородной по объему структуре материала, обеспечиваемой нормализацией и улучшением, рекомендуется:

                                                                                      [2, Стр. 151]

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где: – базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости;

       – эквивалентное число циклов.

                                                                                 [1, Рис. 4.1.3]

,

где: – число зацеплений зуба за один оборот колеса (из схемы привода), т.е. число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;

         – наибольший длительно действующий момент при нормальном протекании технологического процесса;

         – передаваемый момент в течение времени ;

         – показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость;

         – продолжительность работы передачи (ресурс в часах).

;

                                                                                                   [6, Стр. 281]

,

где: – коэффициент загрузки в году по дням;

       – коэффициент загрузки в сутки по часам;

       – число лет работы.

.

;

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

14

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

;

.

Т.к. , то:

.

Т.к. , то:

.

Тогда:

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

;

Для передач с криволинейными зубьями принимаем условное допускаемое напряжение:

,

где: – меньшее из значений и .

Принимаем:

3.1.3. Определение допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на усталость при изгибе:

,

где:

,

где: – предел выносливости зубьев при изгибе;

        – наименьший коэффициент запаса прочности;

        – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

        – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса;

        – коэффициент, учитывающий градиент напряжений и чувствительность материала к концентрации напряжений;

        – коэффициент, учитывающий технологию изготовления;

        – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;

        – коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба;

        – коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения переходной поверхности зуба;

        – коэффициент, учитывающий влияние реверсивности;

        – коэффициент долговечности.

ГОСТ 21354-87 рекомендует для проектировочных расчетов определять допускаемые напряжения изгиба для нереверсивных зубчатых передач по уравнению [6, Стр. 286]:

,

где: – базовое число циклов перемены напряжений;

       – эквивалентное число циклов;

       – показатель степени.

Т.к. HB1>350 и HB2>350, то:

.

,

где: – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой.

РКЦ 7,5.125.00.00 ПЗ

Лист

16

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

;

;

.

Т.к.

      ,

то:

                                                                    [1, Табл. 4.1.3]

Допускаемые изгибные напряжения:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

,

.

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

3.2.6. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на шестерне.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца  [3, рис. 8.15].

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6, табл. 18.1].

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 8 степень точности [1, табл. 6.7].

Срок службы передачи (п. 3.1.2).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения при Т1 и Т2,

m/2=3 – показатель степени [3, табл. 8.9];

.

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

q=9 – показатель степени  при HB>350;

.

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

17

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

SH=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. то m1=20,

 m2=6.

Тогда:

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел  изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

18

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

,

.

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

3.2.6. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на шестерне.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца  [3, рис. 8.15].

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6, табл. 18.1].

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 8 степень точности [1, табл. 6.7].

3.2.7. Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Осевая сила

.

3.2.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

,

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

,

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Недогрузка составляет

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2.9. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

.

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.1.10. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к.

Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.1. Расчет конической передачи с круговым зубом быстроходной ступени редуктора

Для повышения плавности работы передачи принимаем конические колеса с круговым зубом с углом наклона линии зуба .

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес

Выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=850МПа, σТ=600МПа (3, табл.8.8). Термообработка шестерни – улучшение, твердость примерно 280НВ, термообработка колеса – улучшение, твердость примерно 240НВ.

3.1.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения шестерни и колеса,

m/2=3 – показатель степени (3, табл. 8.9).

- для шестерни:

.

-для колеса:

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

q=6 – показатель степени  при HB<350.

- для шестерни:

.

- для колеса:

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

9

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

3.1.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

(3, табл. 8.9);

,

.

SH=1,2 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

(3, рис. 8.40),

(3, рис. 8.40),

Так как , то m=20.

Так как , то m=20.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.1.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

,

где - предел изгибной выносливости (3, табл. 8.9):

;

,

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

10

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

SF=1,75 – коэффициент безопасности (3, табл. 8.9).

Y – коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки (для нереверсивной передачи Y=1).

Коэффициент долговечности:

,

qF=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ

-- базовое число циклов для всех сталей:

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.1.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

.

Изгибные:

3.1.6.  Расчет геометрических параметров передачи

Ориентировочное значение делительного диаметра шестерни:

,

где для косозубых передач.

- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра,

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Определяется по рис.4.2.2 [5, стр.50].

.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по  

табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- передаточное отношение, .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

11

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

- крутящий момент на шестерне, .

Тогда:

 .

Ширина зубчатого венца:

.

Принимаем .

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние

Внешний делительный диаметр

По рекомендациям [5, с.51] принимаем

Модуль зацепления:

.

По ГОСТ 9563-60 принимаем .

Число зубьев шестерни

Принимаем .

Число зубьев колеса

.

Действительное передаточное число

Внешний делительный диаметр:

;

,

,

Внешние диаметры вершин зубьев

;

,

.

Диаметры впадин зубьев

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

12

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

;

,

Действительное внешнее конусное расстояние

Средний модуль зацепления

Средние делительные диаметры

.

3.1.7. Силы в зацеплении

Силы в зацеплении для шестерни:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

Силы в зацеплении для колеса

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

13

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.1.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

,

где - коэффициент торцевого перекрытия зубьев,

Окружная сила в зацеплении

Окружная скорость

Из табл. 4.2.8 [5, стр.50] в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности колес 8.

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

,

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

,

- условное межосевое расстояние.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

14

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Недогрузка составляет

.

3.1.9. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

15

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.1.10. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к.

Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

16

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2. Расчет цилиндрической косозубой передачи тихоходной ступени редуктора

3.2.1. Выбор материала зубчатых колес.

С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=1600МПа, σТ=1400МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни – закалка с нагревом ТВЧ до  твердости 45…48HRC (расчетное значение 46HRC), термообработка колеса - закалка с нагревом ТВЧ до  твердости 42..45HRC (расчетное значение 43HRC).

3.2.2. Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений

Срок службы передачи (п. 3.1.2).

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:

, где

с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

, частоты вращения при Т1 и Т2,

m/2=3 – показатель степени [3, табл. 8.9];

.

.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

, где

q=9 – показатель степени  при HB>350;

.

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

17

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2.3. Определение допускаемых контактных напряжений

.

Предел  контактной выносливости:

[3, табл. 8.9];

,

.

SH=1,2 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].  

Коэффициент долговечности:

.

Базовое число циклов NHO:

[3, рис. 8.40],

[3, рис. 8.40].

m – показатель степени.

Т.к. то m1=20,

 m2=6.

Тогда:

,

.

Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

Расчетные допускаемые контактное напряжение:

.

3.2.4. Определение допускаемых изгибных напряжений

.

Предел  изгибной выносливости

[1, табл. 6,16].

[1, табл. 6,16].

SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].

Коэффициент долговечности:

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

18

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

q=9 – показатель степени при твердости шестерни и колеса больше 350НВ

- базовое число циклов для всех сталей:

- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.

Для нереверсивной нагрузки

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,

Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:

;

.

3.2.5. Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при изгибе

Контактные (при закалке ТВЧ):

,

.

Изгибные (при твердости зубьев более 350НВ):

.

3.2.6. Расчет геометрических параметров передачи

Межосевое расстояние:

.

- числовой коэффициент для косозубых колес.

- крутящий момент на шестерне.

- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца  [3, рис. 8.15].

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

19

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .

Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:

.

Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]

Тогда

.

Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].

Ширина зубчатого венца колеса:

, что согласуется с таблицей нормальных линейных размеров [6, табл. 18.1].

Ширина венца шестерни:

.

Принимаем предварительно и .

Модуль зацепления:

.

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].

Суммарное число зубьев передачи:

.

Действительный угол наклона зуба:

.

Число зубьев:

,

.

Фактическое передаточное число:

Погрешность передаточного числа:

.

Делительные диаметры:

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

20

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

.

Диаметры вершин:

;

Диаметры вершин:

;

Коэффициент торцевого перекрытия:

.

Средняя окружная скорость колес:

.

Принимаем 8 степень точности [1, табл. 6.7].

3.2.7. Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Радиальная сила

.

Осевая сила

.

3.2.8. Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям

Проверка контактных напряжений для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала  для стальных колес.

Коэффициент, учитывающих форму сопрягаемых поверхностей:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

21

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

.

Удельная окружная динамическая сила

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку. Выбирается в зависимости от твердости и угла наклона зубьев по таблице 4.2.10 [5, стр.51]:

,

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса. Выбирается по таблице 4.2.12 [5, стр.51] в зависимости от модуля

,

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузке по ширине зуба,

- ширина зуба.

.

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

Недогрузка составляет

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

22

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.2.9. Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Проверка изгибной прочности для непрямозубых конических колес производится по формуле:

,

Определяем менее прочное зубчатое колесо.

Число зубьев биэквивалентного колеса:

;

,

.

Тогда коэффициент, учитывающих форму зубьев [3, рис. 8.20]:

;

.

Находим отношение

,

Так как , то расчет ведем по шестерне (, .

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.

Удельная расчетная окружная сила:

.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

.

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по рис. 4.2.2в [5, стр. 50].

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

23

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Удельная окружная динамическая сила:

;

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи, определяется по табл. 4.2.11 [5, стр.51],

.

;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации:

.

Тогда .

Таким образом, удельная расчетная окружная сила:

.

Тогда расчетные контактные напряжения:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

3.1.10. Проверочный расчет на выносливость при перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к.

Максимальные напряжения изгиба при перегрузках:

.

Проверочный расчет выполняется, т.к. .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

24

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

3.3. Сравнительный анализ результатов, полученных на ЭВМ, и практических расчётов

В результате сравнения полученных значений на ЭВМ и расчетов, полученных практическим путём, можно заметить, что значения основных параметров, таких как делительный диаметр, ширина зуба, коэффициент

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

25

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

ширины зуба и т.д.  практически не отличаются. Это подтверждает правильность расчётов на данном этапе.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

26

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

4. Проектный расчет валов

При проектном расчете определяется диаметр выходного конца вала или диаметр под шестерней для промежуточных валов. Расчет ведется на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

,         (9, ф. 1.2)

где Т – крутящий момент на валу, Нмм;

- допускаемое напряжение на кручение.

Для определение диаметра выходных концов валов принимаем  , для промежуточных валов при расчете диаметров под шестерней принимаем

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

 .

Согласуем диаметр вала с диаметром электродвигателя и окончательно принимаем .

Диаметр промежуточного вала под колесом:

.

Диаметр выходного конца быстроходного вала:

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

27

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

5. Проверочный расчет валов на усталостную прочность

5.1. Проверочный расчет первого вала

5.1.1. Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении (8, c264):

;

Радиальная нагрузка на вал от муфты (2, с. 189):

,

где - окружная сила на муфте; Т - крутящий момент; - диаметр расположения центров пальцев; (5, табл. 13.3.1).

;

.

Момент при переносе силы Fa:

Расчетная схема приведена на рисунке 2.

5.1.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

 .

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

Проверка:

:

 .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

28

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

По полученным данным строим эпюры.

I

II

II

Ft=932H

Fa=760H

Fr=142H

FM=278H

YA=1219,52H

YB=1873,52H

XA=376,6H

XB=234,6H

52

50

35

m=23.8Hм

Mx, Нм

23,8

18,83

My, Нм

14,456

37,66

23,8

M, Нм

Т, Нм

29,19

T1=29.19Нм

32,62

14,456

I

Рис. 2. Схема нагружения первого вала

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.1.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

-Для 1-го опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

29

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для выточки при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

30

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для выточки при соотношении .[2, табл. 3.6];

=0,89 - масштабный фактор, [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  

-Для 2-го опасного сечения (шпоночный паз под муфтой):

,

где [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,62 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

31

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза [2, табл. 3.6];

=0,64 - масштабный фактор [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  

5.2. Проверочный расчет второго вала

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

32

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

5.2.1. Cоставление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

- на шестерне:

;

;

.

- на колесе:

;

;

.

Моменты при переносе осевых сил:

Расчетная схема приведена на рисунке 3.

5.2.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 ;

: ;

 ;

Проверка:

:

 .

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

33

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

II

II

I

I

Ft2=932H

Fa2=142H

Fr2=760H

YA=1063H

YB=729H

XA=1273H

XB=1767H

35

45

32

m2=11.12Hм

Mx, Нм

44.555

My, Нм

58

71

M, Нм

Т, Нм

70.28

T2=70.28Нм

23.328

37.205

Fa1=640H

Fr1=860H

Ft1=2280H

m1=19.75Hм

33.435

56.544

43.078

50

61

Рис. 3. Схема нагружения второго вала

;

Проверка:

:

 .

По полученным данным строим эпюры.

Суммарные реакции на опорах:

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

.

5.2.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

34

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

-Для 1-го опасного сечения (канавка для выхода шлифовального круга):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,83 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,8 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5);

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

35

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  .

-Для 2-го опасного сечения (шпоночный паз под колесом):

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза  [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

36

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - масштабный фактор[3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  .

5.3. Проверочный расчет третьего вала

5.3.1. Нахождение сил в зацеплении и составление расчетной схемы

Силы в зацеплении:

;

;

.

Момент при переносе осевой силы:

Расчетная схема приведена на рисунке 4.

5.3.2. Определение реакций опор  и построение эпюр.

Плоскость XZ:

: ;

 

: ;

 ;

Проверка:

:

 .

Плоскость YZ:

: ;

 ;

: ;

;

Проверка:

:

 .

По полученным данным строим эпюры.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

37

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

38

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

II

I

I

Ft=2280H

Fr=860H

Fa=640H

YA=2687H

YB=2101H

XA=76H

XB=784H

32

80

70

m=60.25Hм

Mx, Нм

2.432

My, Нм

86

118.58

M, Нм

Т, Нм

211.76

T3=211.76Нм

85.984

62.682

118.58

106.4

FM=1694H

II

Рис. 4. Схема нагружения третьего вала

;

.

Суммарные изгибающие моменты на опорах:

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

39

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

5.3.3. Нахождение коэффициента запаса прочности

-Для 1-го опасного сечения (шпоночный паз под муфтой):

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для шпоночного паза  [2, табл. 3.6];

=0,77 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

40

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для шпоночного паза. [2, табл. 3.6];

=0,86 - масштабный фактор[3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  .

-Для 2-го опасного сечения (галтель):

где - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

- коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а – амплитуде значения нормальных напряжений:

.

где - изгибающий момент в сечении:

.

W – момент сопротивления сечения вала:

 

.

m=0 – средние значения нормальных напряжений;

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,68 - масштабный фактор, т.е. коэффициент, учитывающий влияние поперечных размеров вала [2, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,1 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

,

где – предел выносливости материала вала (сталь 40Х) при симметричных циклах изгиба [2, табл.3.5];                                                          

а, m  - амплитуда и средние напряжения циклов касательных напряжений;

,

где - крутящий момент на валу,

Wρ – полярный момент сопротивления сечения вала:

 

.

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при кручении для галтели при соотношении . [2, табл. 3.6];

=0,75 - масштабный фактор, [3, табл. 3.7].

m=1 – фактор качества поверхности (для шлифованной детали равен 0).

=0,05 - коэффициенты, характеризующий чувствительность материал к асимметрии цикла нагружения [3, табл. 3.5];

.

Тогда коэффициент запаса прочности равен:

.

, что больше предельно допускаемых  .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

41

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

6. Расчет подшипников на динамическую грузоподъемность и долговечность.

6.1. Расчет подшипников первого вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7205 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7205

25

52

24000

0,37

1,5

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

где X – коэффициент радиальной нагрузки, V – коэффициент вращения кольца(V=1 при вращении относительно нагрузки внутреннего колеса), Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Y – коэффициент осевой нагрузки, Fa – осевая нагрузка на подшипник, =1,3  - коэффициент безопасности, - коэффициент влияния температуры ( при ).

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. и , то

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

42

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=0,4, Y=1,5 (4, табл. 16.9).

, тогда  X=1, Y=0.

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по первому подшипнику.

где  – частота вращения вала;

 - динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

pпоказатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

6.2. Расчет подшипников второго вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7207 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7206

30

80

46500

0,37

1,62

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. и , то

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

43

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0

, тогда  X=0,4, Y=1,62 (4, табл. 16.9).

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

6.3. Расчет подшипников третьего вала.

Выбираем роликовый конический однорядный подшипник 7210 ГОСТ 333-79 (4, табл. 16.9).

Подшипник

d, мм

D, мм

C, Н

e

Y

7207

35

90

34500

0,37

1,5

Эквивалентная динамическая нагрузка:

,

Суммарные реакции на опорах

;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

44

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

.

Осевая сила на валу:

.

Осевая составляющая радиальной нагрузки:

;

.

Т.к. и , то

;

.

Определяем значения X и Y:

, тогда X=1, Y=0

, тогда  X=0,4, Y=1,5 (4, табл. 16.9)..

Тогда эквивалентная динамическая нагрузка равна:

;

.

Т.к. , то расчет долговечности ведем по второму подшипнику.

где  – частота вращения вала;

- динамическая грузоподъемность (4, табл. 16.9);

p – показатель степени (p=3,33 для роликовых подшипников).

.

Долговечность подшипника , что больше расчетного срока службы редуктора .

7. Расчет соединений вал-ступица

7.1. Методика расчета

Для закрепления на валах зубчатых колес и муфт применены призматические шпонки, выполненные по ГОСТ 23360-78.

Так как высота и ширина призматических шпонок выбираются по стандартам, расчет сводится к проверке размеров по допускаемым напряжениям при принятой длине (2. с.73):

,

где T - крутящий момент на валу,;

d - диаметр вала, мм;

h - высота шпонки, мм;

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

45

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

t1 - заглубление шпонки в валу, мм;

l – полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм.

 

7.2.Шпонка, удерживающая упругую втулочно-пальцевую муфту.

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  8728  ГОСТ 23360-78.

7.3.Шпонка, удерживающая колесо конической передачи.

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  10840  ГОСТ 23360-78.

7.4.Шпонка, удерживающая колесо цилиндрической передачи.

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

46

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  10836  ГОСТ 23360-78.

7.5. Шпонка, удерживающая зубчатую муфту.

Для заданного диаметра вала () выбираем сечение призматической шпонки   , (5, табл. 9.1.2) . Принимаем длину шпонки Тогда:

, что меньше предельно допустимых

Принимаем  шпонку  10850  ГОСТ 23360-78.

8. Выбор муфт

В данном редукторе предусмотрена установка двух муфт: одна, упругая втулочно-пальцевая для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя; вторая компенсирующая зубчатая для соединения выходного вала редуктора с приводным валом конвейера.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

47

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

8.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая.

Исходя из диаметров входного вала редуктора и вала электродвигателя выбираем  муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-93.(5,  талбю13.3.1).

Условие прочности пальца на изгиб:

< (2, с. 189),

где - номинальный крутящий момент на валу электродвигателя;

- коэффициент режима работы;                              

- диаметр окружности расположения пальцев;

Z=6 – число пальцев;

- диаметр пальца;

- длина пальца  (5, табл. 13.3.2) .

                                                      

, что меньше допускаемых напряжений 

Определим условие прочности втулки на смятие

<,

где - длина втулки                                                      [7, табл. 17.9]

, что меньше допускаемых напряжений на смятие резины .  

8.2. Зубчатая муфта.

Зубчатые муфты применяются для соединения валов нагруженных большими крутящими моментами при различной комбинации радиальных, угловых и осевых смещений.

Зубчатую муфту выбираем по ГОСТ 5006-94 по крутящему                             моменту  на выходном валу редуктора (5, табл. 13.2.1).                                                                                      

Проверку муфты производим по напряжениям смятия рабочих поверхностей зубьев (2, с.182).

;

где К =1,3 - коэффициент режима работы для неравномерно нагруженных механизмов (2, с. 181); - модуль зацепления; - число зубьев; -  длина зуба(5, табл. 13.2.1).

, что меньше предельно допустимых .

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

48

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

9. Назначение посадок, отклонений форм и размеров

Посадки назначаем в соответствии с рекомендациями ([2], [4], [5], [6], [7]).

Посадки:

цилиндрического зубчатого колеса на вал Н7/p6;

конического зубчатого колеса на вал  Н7/p6;

муфты на входной вал редуктора  Н7/p6;

маслоотражательных колец  E9/k6;

крышек с манжетным уплотнением H7/h8;

крышек без манжетного уплотнения H7/d11;

стакана в корпус H7/js6;

шпонки в вал P9/h9;

шпонки в ступицу Js9/h9;

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала к6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников  Н7.

Отклонения вала в месте соприкосновения с манжетой по m5.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

49

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

10. Описание сборки, смазки и регулировки редуктора

10.1. Смазка редуктора.

Так как окружные скорости редуктора не превышают 12 м/с, то смазывание зубчатых колес может осуществляться картерным способом, т.е. окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса.

Из конструктивных соображений принимаем количество масла, заливаемого в редуктор, 1.6 литра. Это количество масла удовлетворяет условию 0,5 – 0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности. Контроль уровня масла ведется с помощью маслоуказателя.

Рекомендуемое значение вязкости масла при и окружной скорости до 2 м/с составляет (10, табл. 10.8). Исходя из этого выбираем для смазки масло И-70А ГОСТ 20799-75.

Для смазки подшипников применяем  пластическую смазку Циатим-201 ГОСТ 6261-74

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

50

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

10.2. Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов:

- на быстроходный вал насаживают маслоотражательное кольцо и подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100С, устанавливают его в стакан;

- в промежуточные валы закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо, а затем надевают маслоотражательное кольцо и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

- на тихоходный вал устанавливают зубчатое колесо, маслоотражательное кольцо и устанавливают подшипники, нагретые предварительно в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для базирования крышки относительно корпуса используют конические штифты. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

10.3. Регулировка редуктора.

Регулировка зацепления конических колес  осуществляется набором регулировочных прокладок позиции 19. Регулировка радиально-упорных подшипников быстроходного вала осуществляется шлицевой гайкой позиции 27. Регулировка радиально-упорных подшипников промежуточных и тихоходного валов осуществляется набором регулировочных прокладок позиций 15, 16.

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

51

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

 

РКЦ 2,2.125.00.00 ПЗ

Лист

52

Изм.

Лист

№ докум

Подпись

Дата

Список использованной литературы.

  1.  Курсовое проектирование деталей машин, часть 1; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа, 1982г.
  2.  Курсовое проектирование деталей машин, часть 2; А.В.Кузьмин, Н.Н.Макейчик, В.Ф. Калачёв и др. – Мн.: Высшая школа, 1982г.
  3.  Детали машин; М.Н.Иванов – 5-е изд., - М.: Высшая школа., 1991г.
  4.  Расчёты Деталей Машин; А.В.Кузьмин, И.М.Чернин, Б.С.Козинцов.-Мн.:Вышая.школа.,1986г.
  5.  Детали машин, проектирование; Л.В.Курмаз, А.Т.Скойбеда. – Мн.: УП «Технопринт», 2001г.
  6.  Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов; Дунаев П.Ф. Леликов О.П. – М.:  Высшая школа, 1984г.
  7.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.; Анурьев В.И. – 8-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2001г.
  8.  Детали машин и основы конструирования ; А.Т. Скойбеда, А.В. Кузьмин. – Мн.: Вышэйшая школа, 2000г.
  9.  Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 1978г.
  10.  Курсовое проектирование деталей машин; С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 2-е изд., – М.: Машиностроение, 1988г.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

12608. Гидравлика Методические указания к лабораторным работам по гидравлике (механике жидкости и газов) 13.36 MB
  Гидравлика Методические указания к лабораторным работам по гидравлике механике жидкости и газов Введение Данные методические указания разработаны на основании Руководства к использованию в учебном процессе лабораторного стенда Стенд гидравлический Гид
12609. Гидростатика - раздел Гидромеханики 722.5 KB
  ВВЕДЕНИЕ 1. Основные понятия гидростатики Гидростатика – это раздел Гидромеханики в котором изучаются условия и закономерности равновесия жидкостей под действием приложенных к ним сил a также воздействия покоящихся жидкостей на погруженные в них тела и на стенки ...
12610. Текстовый процессор Microsoft Word 85 KB
  Лабораторная работа №1 Текстовый процессор Microsoft Word Цель работы: ознакомиться с возможностями текстового процессора Microsoft Office Word и получить практические навыки по оформлению научных текстов. Теоретическая справка Текстовые редакторы и текстовые процессоры ...
12611. Трьохфазний асинхронний двигун із фазним ротором 187.1 KB
  Лабораторна робота №2 Трьохфазний асинхронний двигун із фазним ротором Мета роботи: Вивчити пристрій та принцип дії трьохфазного асинхронного двигуна із фазним ротором; навчитись виконувати пуск та реверс асинхронного двигуна; зняти та проаналізувати робочі ...
12612. Цилиндрическая передача, составленная из колес с косыми зубьями 1.04 MB
  Вместе с тем процесс изготовления косозубых колес имеет и свои особенности, вытекающие из того, что инструмент установлен на станке наклонно.
12613. Громкоговорители 841 KB
  ЛАБОРАТОРНАЯ РАБОТА №3 Громкоговорители Дисциплина: Акустика Цель работы: изучить основные параметры и характеристики громкоговорителей ознакомление с методиками проведения акустических и электроакустических измерений. 1.Расположение приборов и у...
12614. Моделирование работы систем массового обслуживания 666.5 KB
  Лабораторная работа № 3 Моделирование работы систем массового обслуживания Цель работы: изучение принципов моделирования непрерывно-стохастических систем. 1. Краткие теоретические сведения 1.1. Основные понятия систем массового обслуживания Типовыми непрер
12615. Исследование эффектов консонанса, диссонанса (на примере звучания струн гитары) 861.48 KB
  Отчет по лабораторной работе Исследование эффектов консонанса диссонанса на примере звучания струн гитары Цель работы Освоение звукового редактора Adobe Audition. Практическое исследование эффектов консонанса и диссонанса. Используемое в работе программное обесп...
12616. Дослідження статистичних властивостей генераторів псевдовипадкових чисел 596 KB
  Лабораторна робота № 4 Дослідження статистичних властивостей генераторів псевдовипадкових чисел Ознайомитись з теорією випадкових процесів поняттями випадковості та псевдовипадковості і їх застосуванням у криптографії. Оволодіти методикою оцінки рівня випад...