Привод

Размещено на http://www.allbest.ru/
ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ
Государственное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Национальный исследовательский Томский политехнический университет»
Кафедра теоретической и прикладной механики
Пояснительная записка
ПЛВФ РКО-150.00.00.ПЗ
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ВАКУУМ-ФИЛЬТРА
Студент Меньшов П.
Руководитель работы Беляев Д.В.
Томск-2016
Размещено на http://www.allbest.ru/
ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Исходные данные:
Скорость перемещения ленты V=1,0 м/с.
Усилие натяжения ткани F=2,5 кН.
Диаметр барабана D=240 мм.
Срок службы привода Т=14000 часов.
Размещено на http://www.allbest.ru/
ВВЕДЕНИЕ
Проект - это комплекс технических документов, относящихся к
изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и
содержащий
чертежи,
расчеты,
описание
с
принципиальными
обоснованиями, и пр.
Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые,
прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать
детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и
разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют
оптимально использовать эти свойства для повышения эффективности и
надежности изделия.
Целью
данной
работы
является
проектирование
привода
в
расчет
и
соответствии с предложенной кинематической схемой.
Наиболее
существенную
часть
задания
составляет
проектирование редуктора.
Редуктором
называют
механизм,
состоящий
из
зубчатых
или
червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий
для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.
Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение
вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ
подшипник редуктор шпоночный зубчатый
По табл. 1.1[4,с.5] принимаем:
КПД муфты  1 =0,98
Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

2
=0,99;
КПД пары конических зубчатых колёс  3 =0,97;
КПД открытой цепной передачи  4 =0,92;
Общий КПД привода
    
1
3
2
3
4
=0,98×0,993×0,97×0,92=0,849
Требуемая мощность электродвигателя, Вт
Ртр=F×V/ =2500×1/0,849=2944,6
По
табл.
П3[4,
с.328]
по
требуемой
мощности
выбираем
электродвигатель 4А112МА6. Его основные параметры:
Рном=3 кВт, n=1000 об/мин, dдв=32 мм, s=4,7%
Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения,
об/мин
nдв=n(1-s)=1000(1-0,047)=953
Угловая скорость барабана, рад/с
wб=2V/D=2×1/0,24=8,33
Частота вращения барабана, об/мин
Размещено на http://www.allbest.ru/
nб=30× wб/  =30×8,33/3,14=79,59
Передаточное отношение привода
U=nдв /nб=953 /79,59=11,97
Принимаем передаточное отношение редуктора u1=2,5.
Тогда передаточное отношение цепной передачи
u2=U/u2=11,97/2,5=4,79
Ближайшее стандартное значение – 4,5.
Погрешность
 U=[(4,79-4,5)/4,5]×100=6,44% >  [U]=3%
Принимаем расчётное значение u2=4,79.
Определяем частоту вращения на валах привода, об/мин
nдв=n1=953
n2= n1/u1=953/2,5=381,2
n3= n2/u2=381,2/4,79=79,58
Определяем угловую скорость на валах привода, рад/с
w1 =π·n1/30 = 3,14×953/30 =99,75
w2= w1/ u1 =99,75/2,5=39,9
w4= w3/u2=39,9/4,79=8,33
Определяем крутящий момент на валу электродвигателя, Н·м
Размещено на http://www.allbest.ru/
Тдв=Ртр /w1=2944,6 /99,75=29,54
Определяем крутящий момент на валах привода, Н·м
Т1= T дв 1 2 =29,54×0,98×0,99=28,66
Т2= T 1u1 3 2 =28,66×2,5×0,97×0,99=68,79
Т3= T 2u 2  4 2 =68,79×4,79×0,92×0,99=300,13
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА
Выбираем
материалы
со
следующими
механическими
характеристиками: для шестерни Сталь 40ХН, термообработка – улучшение,
твёрдость НВ 320; для колеса – Сталь 40ХН, термообработка – улучшение,
твёрдость НВ 280.
Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа
[  ]H1=(2HB1+67)KHL / [SH]
[  ]H2=(2HB2+67)KHL /[SH]
KHL – коэффициент долговечности;
K HL 6 N HO/ N
где N HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее
пределу выносливости. По табл. 3.3 [5, с.51]:
для шестерни
для колеса
N NOш 14  10
N 1010
NOк
6
6
циклов
циклов
Размещено на http://www.allbest.ru/
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(наработка)
N  573wL
h
где w – угловая скорость соответствующего вала;
L
h
- срок службы привода (ресурс);
для шестерни
N  57399,7514000  800,210
ш
6
циклов
для колеса
N  57339,914000  320,110
к
6
циклов
Так как
N N
HO
, то
K  K 1
HLш
HLк
[SH]=1,1; - коэффициент запаса.
[  ]H1=(2×320+67)×1/ 1,1=642,7
[  ]H2=(2×280+67)×1/ 1,1=570
Расчёт ведём по меньшему напряжению [  ]H2=570 МПа.
Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1
[4,с.26]; при консольном расположении колёс, значение КНВ=1,35.
Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему
конусному расстоянию  bRe=0,285.
Внешний делительный диаметр колеса, мм
d e 2 K d 3
Т 2к нв u
 H  10,5  
2
 99  3
2
b Re
Re
687901,352,5
 149,01
570 1 0,50,285 2 0,285
2
Принимаем ближайшее стандартное значение de2=150 мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач).
Принимаем число зубьев шестерни z1=23.
Число зубьев колеса
z2=z1×u1=23×2,5=58
Пересчитываем передаточное отношение
u=z2 / z1=58/23=2,5
Внешний окружной модуль, мм
me=de2/z2=150/58=2,586.
Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса, мм
de2=me×z2=2,586×58=149,988
Основные размеры шестерни и колеса
Углы делительных конусов, °
ctg 1 u  2,5 .  1 21,80141
 2 900  1 90  21,80141  68,198590
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b, мм
R e  0,5m e  z 21  z 22  0,5  2,586  23 2 58 2  80,78
Длина зуба, мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
b   b Re  Re  0,285×80,78=23,02
Принимаем b=22 мм.
Внешний делительный диаметр шестерни, мм
d e1  me Z1  2,586×23=59,48
Средний делительный диаметр шестерни, мм


d  2 Re  0,5b sin 1  280,78 0.522sin 21,80141  51,83
1
Внешние диаметры шестерни и колеса, мм
d ae1  d e1  2me cos 1  59,48  2  2,586  cos 21,80141  65,95
d ae2  d e 2  2me cos  2  149,988  2  2,586 cos 68,371144  151,235
Средний окружной модуль, мм
m
d1 51,83

 2,25
Z1
23
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
 bd 
b
22

 0,424
d1 51,83
Средняя окружная скорость колес, м/с
V
 2 d1
2

99,75  51,83
 2,585
2 1000
Размещено на http://www.allbest.ru/
где w1 - угловая скорость вращения шестерни, 1/с.
Контактное напряжение, МПа


2
 H   335 T3 K H U2  1
Re  0.5b
bU
3
где KH - коэффициент нагрузки.
K H  K H K H K Hv
В свою очередь:
K H
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между
прямыми зубьями;
K Hv
-
коэффициент,
учитывающий
динамическую
нагрузку
в
зацеплении.
В соответствии с рекомендациями [4, с. 53] назначим для конических
колес 7-ю степень точности, но значения коэффициентов будем принимать
для 8-й степени.
Уточняем значение K H , согласно [4, с. 39],
при  bd  0,46 и твердости поверхности зубьев HB<350,
K H  1,15.
При окружной скорости колес V  2,585 м/с, в соответствии с [4, с. 39]
K H  1; K Hv  1,05
K H  1,15×1×1,05=1,21


68790 1,21 2,52  1
335
H 
80,78  0.5  22
22  2,52
3
 521,77  H  522,09
 H   H 
Условие контактной прочности выполнено.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Силы в зацеплении
Окружная, Н
Ft 
2T1
 2×28660/51,83=1115,6
d1
радиальная для шестерни, равная осевой для колеса, Н
Fr1  F a 2 Ft tg 20 sin 1  1115,6 tg 20 sin 21,80141  149,7
радиальная для колеса, равная осевой для шестерни, Н
Fr 2  F a1 Ft tg 20 sin  2  1115,6 tg 20 sin 68,19859  377,4
Напряжение изгиба, МПа
F 
Ft K F YF
 F bm
где KF - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб;
K F  K F K Fv
YF - коэффициент формы зубьев;
 F  0,85
нагрузочной
-
опытный
способности
коэффициент,
конической
учитывающий
передачи
по
понижение
сравнению
с
цилиндрической;
K F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки;
K Fv
-
зацеплении.
коэффициент,
учитывающий
динамическую
нагрузку
в
Размещено на http://www.allbest.ru/
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по
напряжениям изгиба, МПа
 F    F limb
S F 
0
где  F0 limb - предел выносливости, соответствующий базовому числу
циклов нагружения;
S F   S F ' S F " - коэффициент безопасности;
S F / - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала
колес;
S F '' - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки.
В нашем случае, в соответствии с [4, с. 43], при консольном
расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках
K F  1,21; K Fv  1,15.
K F  1,21×1,15=1,39
Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных
чисел зубьев:
для шестерни
Z v1 
Z1
23

 25
cos  1 cos 21,80141
для колеса
Zv2 
Z2
58

 62
cos  2 cos 68,19859
Размещено на http://www.allbest.ru/
При этом, согласно [4, с. 42], YF1  3,9; YF 2  3,62.
Допускаемое напряжение, МПа
[ ]F=1,8HB/[n]F
[n]F=1,75 – коэффициент запаса прочности [4,с.36].
Допускаемые напряжения, МПа
Для шестерни
[ ]F1=1,8×320/1,75=329
Для колеса
[ ]F2=1,8×280/1,75=288
Находим отношения [ ]F /YF
Для шестерни
329/3,9=84,4
для колеса
288/3,6=80
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого
найденное отношение меньше.
Напряжение изгиба, МПа
F 
1115,6 1,39  3,6
 133,8 <  F 2 
0,85  22  2,25
Условие прочности выполнено.
3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным
Размещено на http://www.allbest.ru/
допускаемым напряжениям.
Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении
[ ]K=20 Н/мм:
d в1 3
16 T к1
16  28660
3
 19,4
3,14  [ к]
3,14  20
Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то
необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся
соотношением dв1/dдв>0,75; принимаем dв1=28 мм. (dдв=32 мм.)
Под подшипниками принимаем dп1=30 мм.
Под шестерней принимаем dк1=25 мм.
Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом
напряжении [ ]K=20 Н/мм.
d в 2 3
16 T к 2
16  68790
3
 25,98
3,14  [ к]
3,14  20
Принимаем dв2=28 мм.
Под подшипниками принимаем dп2=30 мм, под зубчатым колесом
dк2=35 мм.
Диаметры
остальных
участков
валов
назначают
исходя
конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА
Шестерня, размеры в мм
d1=51,83
dе1=59,48
dae1=65,95
из
Размещено на http://www.allbest.ru/
b1=22
Колесо, размеры в мм
de2=149,98
daе2=151,235
b2=22
Диаметр ступицы, мм
dст=1,6×dk2=1,6×35=56
Длина ступицы, мм
lст=(1,2÷1,5) dk2=42÷52,5
принимаем lст=45мм.
толщина обода, мм
 o=(3÷4)×m=(3÷4)×2,25=6,75÷9
Принимаем  0 =8 мм.
Толщина диска, мм
С=(0,1÷0,17)Re=(0,1÷0,17)80,78=8,08÷13,7
Принимаем С=10 мм.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки, мм
 =0,05×Re+1=0,05×80,78+1=5,04
Принимаем  =8 мм. 1 =  =8 мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, мм
Верхний пояс корпуса и крышки
b=b1=1,5  =1,5×8=12
Принимаем b=b1=12 мм.
Нижний пояс корпуса, мм
p=2,35×  =2,35×8=18,8
Принимаем p=20 мм.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Диаметры болтов, мм
фундаментных
d1=0,055Re+12=0,055×80,78+12=16,44
Принимаем d1=16 мм.
Крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(0,7÷0,75)×d1=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12
Принимаем d2=12 мм.
Соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5÷0,6)d1=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6
Принимаем d3=10 мм.
6. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ
Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой
серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки
подшипников.
Ведущий вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22
Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподъёмность
соответственно.
Ведомый вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22
Кн.
7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Выбираем приводную роликовую цепь.
Вращающий момент на валу ведущей звездочки T2  68760 Н·мм.
Коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации
k э k д k a k H k P k см k п
Размещено на http://www.allbest.ru/
где kд - динамический коэффициент;
kа - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;
kН - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;
kР - коэффициент способа регулировки цепи;
kсм - коэффициент, зависящий от способа смазки;
kП - коэффициент периодичности работы.
В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 86],
принимаем
При спокойной нагрузке kд = 1;
При a ц  30  60 t , kа=0,8;
При наклоне до 60 градусов kН=1,15;
При периодическом регулировании натяжения цепи kР=1,25;
При непрерывной капельной смазке kсм=1,0;
При односменной работе kП=1.
Таким образом
KЭ=0,92
Число зубьев ведомой звездочки
Z 4  Z 3 u 2
где U - передаточное число.
принимаем Z 3  22.
Z 4  22×4,79=105,4
принимаем Z 4  105.
Уточненное передаточное число
u2
Z4
 105/22=4,77
Z3
Погрешность
Размещено на http://www.allbest.ru/
 U=[(4,79-4,77)/4,77]×100%=0,4<  [U]=3%
Принимаем по табл.5.15 [4, c.191] значение допускаемого среднего
давления [p]=18 МПа
Определяем шаг однорядной цепи, мм
t  2,83
Т 2k э
68760  0,92
 2,8  3
 15,2
z 3  p
22 17
Принимаем из стандартного ряда [4, с. 147] t=15,875 мм.
по табл.7.15 [4, c.147]:
Q=2270 Н – разрушающая нагрузка,
q=0,8 кг/м – масса 1м цепи,
Аоп=54,8 мм - проекция опорной поверхности шарнира;
2
Скорость цепи, м/с
v
z 3 t n 2 22  31,75  381,2

 2,22
60000
60 10 3
Окружное усилие, Н
F tц
T 2w2 68790  39,9

 1237
v
2,22
Давление в шарнирах цепи, МПа
p
Ftц  K Э
Aоп

1237  0,92
 20,77
54.8
где Ftц - окружное усилие, Н;
Aоп - проекция опорной поверхности шарнира, мм
Размещено на http://www.allbest.ru/
Уточняем по табл. 5.15 [4, c.85] допускаемое давление, МПа
[p]=17×(1+0,01×(z3-17)= 17×(1+0,01×(29-17)= 18,9
Условие p   p выполнено.
Силы, действующие на цепь, Н
центробежная
Fv  qV 2 =0,8×2,22
2
 3,94
где q - удельная масса цепи, кг/м,
здесь, согласно [4, с. 82], q =0,8 кг/м;
от провисания цепи, Н
F f  9,81k f qAц = 9,81 ×6×0,8×0,794=37,4
где k f - коэффициент, учитывающий расположение цепи,
здесь, согласно [4, с. 86] , k f =6.
межосевое расстояние в диапазоне, мм
А = 30  50t
В этом случае
А  476  794 мм,
принимаем А =794 мм.
Расчетная нагрузка на валы, Н
Fв  Ptц  2 F f  1237  2  37.4 = 1311,8
Коэффициент запаса прочности
s
Q
2270

 17,4
Ftц k д  Fv  F f 1237  1  38  268.4
Размещено на http://www.allbest.ru/
Допускаемый коэффициент запаса прочности,
согласно [4, с. 87], s =8,1.
Условие s  s выполнено.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
Ведущей, мм
d д3 
t
15,875

 111,55
180
180
sin
sin
22
Z3
Ведомой, мм
d д4 
t
15,875

 530,66
180
180
sin
sin
105
Z4
Диаметры наружных окружностей звездочек
Ведущей, мм
 180

 180

 0.70   0.31 10,16 =118,38
De3  t  ctg
 0.70   0.31d1  15,875 ctg
22
Z3




Ведомой, мм
 180

 180

 0.70   0.31 10,16 =538,39
De 4  t  ctg
 0.70   0.31d1  15,875 ctg
Z4
 105



здесь d1 - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 82] d1 =10,16мм.
Размеры ведущей звёздочки, мм
Диаметр ступицы
d ст 1,6 d в 2 1,6  28  44.8
Принимаем d ст  50 мм.
Длина ступицы
Размещено на http://www.allbest.ru/
l ст  1,2 1,6  28  33.6  44.8
Принимаем l ст  42 мм.
Толщина диска звёздочки, мм
0,93 В вн  0,93  6,48  6,03
Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена.
Принимаем С=7 мм.
8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ
Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем:
Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н
Из 1-го этапа компоновки с1=53 мм; f1=39 мм; l0=61 мм.
Усилие на муфте, Н
Fм  50  T1  50  28,66  267,7
Реакции опор в плоскости XZ, Н
R x 1
F t (f 1c1 )  F м l 0 1115,6  (39  53)  267,7  61

 2244,5
53
c1
R x 2
F t f 1 F м (l 0 c1 ) 1115,6  39  267,7  (61  53)

 1396,6
c1
53
Проверка
Fм R x 2 R x1F t  267,7  1396,6  2244,5  115,6  0
Реакции опор в плоскости YZ, Н
Размещено на http://www.allbest.ru/
R y1
R y2
F r 1 c1 f 1  Fa 1 
c1
F r 1 f 1Fa 1 
c1
d1
2  149,7  53  39  377,4  51,37 / 2  76,9
53
d1
2  149,7  39  377,4  51,37 / 2  72,8
53
Проверка
-Ry1+Fr1+Ry2=-76,9+149,7+(-72,8)=0
Суммарные реакции, Н
Fr1=R1= R x21R y21 = 2244,5 2 76,9 2 =2245,9
Fr2=R2= R x 22 R y 22 = 1396,6 2 72,8 2 =1398,5
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников,
Н
s1  0,83  eFr1  0,83  0,36  2245,9  671,1
s 2  0,83  eFr 2  0,83  0,36 1398,5  417,9
где e- коэффициент осевого нагружения;
Fri - радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае, для подшипника 7206 согласно[4, с. 342], e=0,36.
В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н
Fa1 S1  671,1
Fa 2 S1 Fос  671,1+377,4=847,5 1048,5
где F ос - осевая нагрузка на валу.
Рассмотрим левый подшипник.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Вспомогательное отношение
Fa 2
1048,5

 0,75
VF r 2 1398,5
где Fr 2 - радиальная нагрузка левого подшипника;
V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника
вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо); тогда,
согласно [4, с.119; с.342], коэффициенты для расчета эквивалентной
динамической нагрузки X=0,4; Y=1,65.
Коэффициент
безопасности
в
соответствии
с
предназначением
подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб=1.
Температурный коэффициент Kт=1
Эквивалентная динамическая нагрузка, Н
P э 2  XVF r 2  YF a 2 K Б K Т
P э 2  0,4 1398,5  1,65 1048,5  2289,4
Соответствующие параметры для правого подшипника
Fa1
671,1

 0,299 <e
VF r 1 2245,9
поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не
учитывают.
P э1  VF r1 K Б K Т =2245,9
Долговечность подшипников, ч
Размещено на http://www.allbest.ru/
Lh 
106  C  p
 
60 n  P 
где C - динамическая грузоподъемность, Н;
n - частота вращения кольца подшипника
p - степенной показатель, для роликовых подшипников p=10/3.
Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника,
каковым является левый, ч
10
10 6  29,8  3
Lh 

  90721
60  953  1,28 
Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч.
Изгибающие моменты, Н·мм
M y1  F м(l 0 c1 ) R x 2 c1  267,7  (61  53)  1396,6  53  43507,9
M y 2 F м l 0  267,7  61  16326,9
M x 1 R y 2 c1  72,8  53  3857,9
M x1  R y 2 (c1 f 1) R y1f 1 72,8  (53  39)  76,9  39  9695,3
'
Размещено на http://www.allbest.ru/
А
RX2
RY1
Fr
FA
Fм
Ft
RY2
RX1
А
Y
l0
C1
f1
Z
X
43,51
MY, Нм
16,33
3,85
Mx, Нм
9,69
28,66
Mz, Нм
Расчётная схема ведущего вала
Ведомый вал: из предыдущих расчётов имеем
Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н
Средний делительный диаметр колеса, мм
d2=m×z2=2,23×58=129,55
Нагрузка на вал от цепной передачи Fb=1311,8 Н
Из первого этапа компоновки:
c2=47 мм, f2=71 мм, l3=83 мм.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Реакции опор в плоскости XZ, Н
R x 3
F t f 2Fb l 3 1115,6  71  1311,8  83

 251,4
c 2 f 2
47  71
R x 4
Fb c 2 f 2l 3   F t c 2 1311,8  (47  71  83)  1115,6  47

 2678,8
c 2 f 2
47  71
Проверка
-Rx3+Ft-Rx4+Fb=251,4+1115,6-2678,8+1311,8=0
Реакции опор в плоскости YZ, Н
R y 3
R y4
d2
129,56
377,4  71  149,7 
2 
2  309,3
c 2 f 2
47  71
F r f 2 Fa 
d2
129,56
377,4  47  149,7 
2 
2  68,2
c 2 f 2
47  71
F r с 2 Fa 
Проверка
Ry3-Fr+Ry4=309,3-377,4+68,2=0
Суммарные реакции, Н
Fr3=R3= R x 23  R y 23 = 251,4 2 309,32 =398,6
Fr4=R4= R x 24 R y 24 = 2678,8 2 68,2 2 =2679,7
Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников,
Н
s 3  0,83  eFr 3  0,83  0,36  398,6  119,1
s 4  0,83  eFr 4  0,83  0,36  2679,7  800,7
Размещено на http://www.allbest.ru/
где e- коэффициент осевого нагружения;
Fr - радиальная нагрузка на подшипник.
В нашем случае, для подшипника 7206 согласно [4, с. 342], e=0,36;
В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н
Fa 3 S3  119,1
Fa 4 S3  Fос  119,1+149,7=268,8
где F ос - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник.
Вспомогательное отношение
Fa 3
119,1

 0,3 <e
VF r 3 398,6
поэтому осевые силы не учитываем.
где Fr3- радиальная нагрузка левого подшипника;
V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника
вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо);
Коэффициент
безопасности
в
соответствии
с
предназначением
подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1. Температурный
коэффициент Kт=1. Эквивалентная динамическая нагрузка, Н
P Э 3  Fr 3  V K Б K Т =398,6
Соответствующие параметры для правого подшипника
Fa 4
268,8

 0,1 <e
VF r 4 2679,7
поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не
Размещено на http://www.allbest.ru/
учитываем. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением
подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1.
Температурный коэффициент Kт=1
Эквивалентная динамическая нагрузка, Н
P Э 4  Fr 4  V K Б K Т =2679,7
Долговечность подшипников, ч
Lh 
10 6  C 
 
60 n  P 
p
где C - динамическая грузоподъемность; n - частота вращения кольца
подшипника; p - степенной показатель, для роликовых подшипников p  10 3 .
Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника,
каковым является правый (4), Н
10
10 6  29,8  3
Lh 

  134216
60  381,2  2,68 
Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч.
Изгибающие моменты, Н·мм
M y 3 R x 3 c 2  251,4  47  11818,1
M y 4 Fb L 3  1311,8  83  108877,6
M x 3 R y 3 c 2  309,3  47  14535,7
M x 4  R y 4  f 2 68,2  71  4840,5
Размещено на http://www.allbest.ru/
FR
Rx3
RY3
3
А FA
Ft
RX4 В
4
RY4
В
А f2
C2
Fb
l3
108,88
11,82
MY, Нм
14,54
4,84
MX, Нм
68,79
MZ, Нм
Расчётная схема ведомого вала
9. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
Шпонки призматические со скруглёнными торцами.
Размещено на http://www.allbest.ru/
Материал шпонок – Сталь45 нормализованная.
Напряжения смятия и условие прочности, МПа
 σСМ
σmax
см =2T/ d(h-t1)(l-b)
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице
σСМ =100÷120 МПа.
Ведущий вал: Проверяем шпонку на выходном конце вала:
d=28 мм, b×h×l=8×7×36 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм
σ см =2×28660/28×(7-4)(36-8)=24,4 < σ
СМ
Проверяем шпонку под шестерней:
d=25 мм, b×h×l=8×7×25 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм
σ см =2×28660/25×(7-4)(25-8)=44,9< σ
СМ
Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом
d=35 мм, b×h×l=10×8×36 мм, t1=5 мм; Т2=68,79 Нм
σ см =2×68790/35×(8-5)(36-10)=50,4< σ
СМ
Проверяем шпонку на выходном конце вала
d=28 мм, b×h×l=8×7×36; t1=4 мм;
σ см =2×68790/28×(7-4)(36-8)=58,5< σ
СМ
10. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ
Ведущий вал. Материал вала: сталь40ХН, термообработка-улучшение.
По табл.3.3[4,с.28] предел прочности  b =930 МПа.
Пределы выносливости, МПа
Размещено на http://www.allbest.ru/
σ1 =0,43  b =0,43×930=400
τ
1 =0,58  1 =0,58×400=232
Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой
внутреннего кольца подшипника на вал.
Изгибающие моменты в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях,
Н·мм
M y1  F м(l 0 c1 ) R x 2 c1  267,7  (61  53)  1396,6  53  43507,9
M x 1 R y 2 c1  72,8  53  3857,9
Суммарный изгибающий момент, Н·мм
МА-А= М х2 М у2 =43678,6
Момент сопротивления сечения, мм3
W=πd n31 /32=3,14×303/32=2649,4 (10.6)
Амплитуда нормальных напряжений, МПа
σ σ
 M/W  43678,6/2649,4=16,49
v max
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
n σ
σ1
=400/2,7×16,49=8,98
Kσ
σv
εσ
Размещено на http://www.allbest.ru/
в соответствии с [4,с.99]
Кσ
=2,7.
εσ
Полярный момент сопротивления, мм3
Wρ=π×d n31 /16=2W=2×2649,4=5298,8
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений,
МПа
τ
v T 1 / 2 W ρ=28660/2×5298,8=2,7
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
n τ
τ
1
Kτ
τ
v ψ
ττ
m
ετ
по табл. 6.8
=232/(2,7×2,28+0,1×2,7)=36
Кτ
=2,28 [4,с.99]
ετ
Результирующий коэффициент запаса прочности
n
n τn σ
2
nσ
 n 2τ

36  8,98
8,98 2 36 2
 8,72
Полученное значение больше допустимого [n]=2,5.
Ведомый вал. Материал вала: Сталь40ХН,
термообработка-улучшение.
По табл.3.3[4,с.28] предел прочности σb=930 МПа.
Пределы выносливости, МПа
σ-1=0,43σb=0,43×930=400
τ-1=0,58 σ-1=0,58×400=232
Размещено на http://www.allbest.ru/
Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой
внутреннего кольца подшипника на вал.
Суммарный изгибающий момент, Н·мм
M y 4 Fb L 3  1311,8  83  108877,6
Момент сопротивления сечения, мм3
W=πd n31 /32=3,14×303/32=2649,4
Амплитуда нормальных напряжений, МПа
σv σmax  M/W  108877,6/2649,4=41,1
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
n σ
σ1
=400/2,6×41,1=3,14
Kσ
σv
εσ
в соответствии с [4,с.99]
Кσ
=2,6;
εσ
Полярный момент сопротивления, мм3
Wρ=π×d n31 /16=2W=2×2649,4=5298,8
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений,
МПа
τ
v T 2 / 2 W ρ=68790/2×5298,8=6,49
Размещено на http://www.allbest.ru/
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
n τ
τ
1
=232/(6,49×2,28+0,1×6,49)=15
Kτ
τ
v ψ
ττ
m
ετ
по табл. 6.8
Кτ
=2,28 [4,с.99]
ετ
Результирующий коэффициент запаса прочности
n
n τn σ
2
nσ
 n 2τ

15  3,14
3,14 2 15 2
 3,07
Полученное значение больше допустимого [n]=2,5.
11. ПОСАДКИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА
Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в
табл.8.11[4,с.169].
Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6,
отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные
посадки назначаем, пользуясь данными табл.8.11[4,с.169].
12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА
Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого
колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на
сборочном чертеже.
Объём масляной ванны, л
Размещено на http://www.allbest.ru/
Vм=0,25×Ртр=0,25×2,95=0,74
По табл.8.8[4,с.253] устанавливаем вязкость масла.
При контактных напряжениях [  H]=552,09 МПа, скорости v=2,56 м/с
рекомендуемая вязкость должна быть
υ50 = 2810 6 м 2 /с .
По табл.10.10[4,с.253] принимаем масло индустриальное
И-30А ГОСТ 20799-75.
Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают
в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки Литол 24 ГОСТ 21150-87.
13. СБОРКА РЕДУКТОРА
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно
очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в
соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
на ведущий вал вместе с дистанционной втулкой насаживают
роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80÷100 °, далее
собранный вал помещается в стакан, после чего на вложенную шпонку
напрессовывают шестерню и фиксируют последнюю торцевым креплением;
затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в
основание корпуса редуктора.
На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое
колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и
устанавливают роликокоподшипники, предварительно нагретые в масле.
Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора.
Устанавливают
крышку
редуктора,
покрывая
предварительно
поверхности стыка герметиком, затягивают гайки, крепящие крышку к
Размещено на http://www.allbest.ru/
корпусу.
После этого, в гнезда подшипников устанавливаются крышки с
комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников
устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов
крышек подшипников, в целях недопущения перекоса подшипников,
постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается
пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель,
после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и
подвергают
испытанию
техническими условиями.
на
стенде
по
программе,
устанавливаемой
Размещено на http://www.allbest.ru/
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический
редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был
произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета,
расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета.
Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора
выполнены из качественной конструкционной стали.
Основные достоинства редуктора:
1. Высокая надежность, долговечность;
2. Относительно небольшие габариты редуктора;
3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных
работ;
4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов.
Основные недостатки редуктора:
1. Большой вес редуктора;
2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса;
В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и
пригоден к эксплуатации.
Размещено на http://www.allbest.ru/
ЛИТЕРАТУРА
1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В3-х т.6-е
изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1982
2. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп.
и перераб., - М.: Машиностроение, 1979.
3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд., перераб.
и доп., - М.: Высш. шк., 1985.
4. Курсовое
проектирование
деталей
машин:
С.А.
Чернавский,
Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.-М.: Машиностроение, 1979.
5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк.,
1991.
Размещено на Allbest.ur