Реферат: Проектирование привода
Содержание
1. Техническое задание
1.1 Кинематическая схема механизма
1.2. Определение общего КПД привода
1.3 Определение общего передаточного числа
1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряженийбыстроходной ступени
1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачибыстроходной ступени
1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряженийтихоходной ступени
1.7 Расчет коэффициентов нагрузки
1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачитихоходной ступени
1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболеенагруженного) на усталостную прочность и выносливость
1.11 Выбор муфт
1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
1.13 Сборка редуктора
Список используемой литературы
1. Техническое задание1.1 Кинематическая схема механизма
/>
1.2. Определение общего КПД приводаМощность необходимую для электродвигателя при постояннойнагрузке определяем по формуле:
Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103),
где
Ft<sub/>-10000Н — окружное усилие,
V — 0.65м/с — скорость цепи,
nобщ — ообщий КПД привода.
Применим следующую формулу для определения общего КПДпривода цепного транспортера:
nобщ=nм1*nб*nт*nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где
nм1=0,98 — КПД муфты 1
nб=0,98 — КПД быстроходной ступени
nтих=0,98 — КПД тихоходной ступени
nм2=0,98 — КПД муфты 2
4. Выбор электродвигателя
Значение используемых коэффициентов полезного действиянайдем с помощью [1] табл.1.2
P’эл. дв = (10000*0.65)/ (103 *0.91) = 7.1 кВт.
Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель,который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора nэл. дв=1000об/мин и необходимой мощности
P’эл. дв=7,1кВт
Выбираем электродвигатель марки АИР160S8,для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.
Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущейзвездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:
nвых = (6*104 *V) / (p*z) =(6*104 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин — 1, где
V — 0.65м/с — скорость цепи
p — шагзвездочки
z — числозубьев звездочки
Мощность привода цепного конвейера:
Рпр = (Ft * V) /*103=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где
Ft — 10000 Н — окружное усилие на звездочке
V — 0.65м/с — скорость цепи
1.3 Определение общего передаточного числаВыбираем U=21,12
Uт=4,4
Uб=21,12/4,4=4,8
Определение мощности, частоты вращения и момента для каждоговала.
Таблица 1.
Р n ТР1=P’эл. дв. *nм1=7.5*0,98=
7,35 кВт
n1=nэл. дв. =727 мин -1
Т1=9550*Р1/n1=
9550*7.35/727=95,5 Нм
Р2=Р1*nбыстр=7,35*0,98= =7,2 кВт
n2=n1/Uбыстр=727/4,8= =151 мин — 1
Т2=9550*Р2/n2=
9550*7,2/151=477,5 Нм
Р3=Р2*nпр=7,2*0,98= =7,05 кВт
n3=n2/Uпр=151/4,4=
=34 мин — 1
Т3=9550*Р3/n3=9550*7,05/34=1980 Нм
Р4=Р3*nт=7,05*0,98=6,91
n4= n3 =34 мин — 1
Т4=9550*Р4/n4=9550*6,91/34=1940 Нм
1.4 Выбор материала и определение допускаемыхнапряжений быстроходной ступениТаблица 2.
Колесо Z2
Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение
НВ2=269…302
НВ2ср=285
σ<sub/>T = 750 МПа
Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ
НRC=48…53
НRC1ср=50,5
σ<sub/>T = 750 МПа
Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодическойнагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию,используя коэффициент приведения КЕ.
КНЕ — коэффициент приведения для расчета наконтактную прочность
КFЕ — коэффициент приведения для расчета наизгибающую прочность
КНЕ2=0,25
КFЕ2=0,14
КНЕ1=0,25
КFЕ1=0,1
Число циклов перемены напряжений.
NG — число циклов перемены напряжений,соответствующее длительному пределу выносливости.
NHG — число циклов перемены напряжений, длярасчета на контактную выносливость.
(определяем по рис.4.3 [1])
NFG — число циклов перемены напряжений длярасчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердостиматериала рабочих поверхностей зубьев)
NHG2=20*106
NFG2=4*106
NHG1=100*106
NFG1=4*106
Суммарное время работы передачи
t∑=24000 ч.
Суммарное число циклов нагружения.
N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*24000*151=217,4*106
t∑ — суммарное время работы передачи
n2 — частота вращения колеса
nз2 — число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот
N∑1=N∑2*U*nз1/nз2=<sub/>=217,4*106*4,8=1043,7*106
N∑2 — суммарное число циклов нагружения колеса
nз1 — число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот
Эквивалентное число циклов перемены напряжения
А) контактная выносливость
NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,25*217.4*106=54,4*106
NНЕ1=КНЕ1*N∑1= 0,25*1044*106=261*106
Сравним полученные значения NНЕ с табличнымзначением NНG:
NНЕ2=54,4*106>NHG2=20*106
Принимаем NHЕ=NHG2=20*106
NНЕ1=261*106>NHG1=100*106
Принимаем NHЕ1=NHG1=100*106
Б) изгибная выносливость
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,14*217.4*106=
=30.4*106
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,1*1044*106=
=104,4*106
Сравним полученные значения NFЕ с табличнымзначением NFG:
NFЕ2=30,4*10>NFG2=4*106
NFЕ1=104,4*106> NFG1=4*106
Принимаем NFЕ2=<sub/>NFЕ1=NFG1=4*106
Определение предельных допускаемых напряжений для расчетовна прочность.
[σН] max и [σF] max- предельные допускаемые напряжения
σт — предел текучести материала
[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа
[σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа
[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа
[σF] max1=1430МПа
Определение допускаемых напряжений для расчета на контактнуювыносливость.
[σН] = [σ0] Н* (NHG/NHE) 1/6< [σН] max, где
[σ0] Н — длительный пределконтактной выносливости
[σН] — допускаемое контактноенапряжение при неограниченном ресурсе
[σН] max — предельное допускаемоеконтактное напряжение
[σ0] Н2= (2*НВср+70) /SH[σ0] Н1= (17*НRCпов)/SH
[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа
SH2=1.1
[σ] Н2=582 Мпа
[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа
SH2=1.2
[σ] Н1=882 МПа
Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпаи НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:
σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1)*0.45=659Мпа, σН=1.23 [σ] Н2=716Мпа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-хзначений допускаемых напряжений
[σ] Нрасч=659МПа.
Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибнуювыносливость.
[σ] F= [σ0] F* (4*106/NFЕ) 1/9< [σ] Fmax, где [σ0]F=σ0F/SF
σ0F — длительный предел контактнойвыносливости, SF — коэффициент безопасности, [σ] F — допускаемое контактное напряжение, [σ] Fmax — предельноедопускаемое контактное напряжение.
σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа
SF2=1,75
[σ0] F2=σ0F2/SF2= =513/1,75=293МПа
σ0F1=550МПа
SF1=1,75
[σ0] F1=σ0F1/SF1= =550/1,75=314МПа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-хзначений допускаемых напряжений колес или шестерни.
[σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293=
=293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа
[σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314=
=314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа
8. Расчет коэффициентов нагрузки.
Коэффициент нагрузки находим по формулам:
При расчете на контактную выносливость
КН=КНβ*КНσ
При расчете на изгибную выносливость
КF=КFβ*КFυ,
Где КНβ и КFβ — коэффициентконцентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНυ и КFυ — коэффициент динамической нагрузки.
Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачизначение Кβ определяется из выражения:
Кβ= Кβо (1-х) +х,где КНβо = 1 и КFβo=1
Ψa=0,25- коэффициент ширины зубчатого колесапередачи
U’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) длявнешнего зацепления.
Х=0,5 — коэффициент режима, учитывающий влияние режимаработы передачи на приработку зубчатых колес.
КНβ=КНβо=1, КFβ=КFβo=1.
Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираемпо [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точностиизготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:
V=n1/су* (T2/U2* Ψa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25)1/3=1,9м/с, где
n1=727 мин-1 — частота вращениябыстроходного вала редуктора
су=1600 — коэффициент учитывающий влияниетермообработки на свойства материала зубчатого колеса
T2 — критический момент
U — заданное передаточное число
Ψa — коэффициент ширины зубчатого колесапередачи
Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмаяступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5
КНυ=1,02 и КFυ=1.06
КН=1*1.02=1.02
КF=1*1,06=1,06
1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрическойпередачи быстроходной ступениОсновные размеры зубчатой передачи определяем из расчета наконтактную выносливость.
Значение межосевого расстояния:
/>, где
8500 — коэффициент определяемый выражением ZM ZHZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)
Т2 — номинальный крутящий момент на валу колеса
U’ — заданное передаточное число
КН — коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость
КНα — коэффициент учитывающий распределениенагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);
[σ] Н — допускаемое напряжение при расчетена контактную выносливость
Ψa = 0,4 — коэффициент ширины зубчатых колеспередачи
/>
Полученное значение α’ округляем до значенияa=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69
Рабочая ширина венца.
Рабочая ширина колеса:
b2= Ψa*а=0,25*140=35мм
Ширина шестерни:
b1=b2+3=38 мм
Модуль передачи.
/>, принимаем
/>
/>
/>
Полученное значение модуля m’n=1.4округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60
Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.
βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55o
Z’Σ=Z2+Z1=2*a*cos βmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32
ZΣ=184,Cosβ= ZΣ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857
β=9,6>9,55=βmin
Число зубьев шестерни Z1и колеса Z2.
Z’1=ZΣ/U’+1=184/4,8+1=30,345округляемдо целого числа Z1=30
Z2= ZΣ — Z1=184-30=154
Фактическое значение передаточного числа.
U= Z2/ Z1=154/30=5
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
А) зуб колеса:
/>, где
Т2 — номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06- коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, KFα=0,91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61- коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)
Значение YF выбираем в зависимости отэквивалентного числа зубьев Zv.
Zv2=Z2/cos3β=154/cos39,6=160
Yβ — коэффициент учитывающий наклон зуба, Yβ = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b2 — рабочая ширина колеса,mn – модуль, а — межосевое расстояние, U — заданное передаточноечисло, [σ] F2=293 МПа — допускаемое напряжение при расчете наизгибную выносливость
σF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8)/ (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] F2=293Мпа
Б) зуб шестерни:
σF1= σF2*YF1/ YF2<[σ] F1, где
σF2 =222 МПа — напряжение при расчете зубьевна изгибную выносливость
YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба
[σ] F1=314 МПа — допускаемое напряжение прирасчете на изгибную выносливость
σF1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] F1=314Мпа
Определение диаметров делительных окружностей d.
d1=mn/cosβ*Z1=1,5/0,986*30=45,6 мм
d2=mn/cosβ*Z2=1,5/0,986*154=234,4мм
Выполним проверку полученных диаметров.
d2+ d1=2а
45,6+234,4=2*140=250 — верно
Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев dfи da:
dа1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6мм
dа2= d2+2 mn=237,4мм
df1= d1-2,5mn=45,6+2,5*1,5=41,85мм
df4= d2-2,5 mn=234,4-2,5*1,5=230,65мм
Проверка возможности обеспечения принятых механическиххарактеристик при термической обработки заготовок.
Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.
Наружный диаметр заготовки шестерни:
D=da1+6=54,6 мм < D=125 мм
Толщина сечения обода колеса:
S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемыемеханические характеристики могут быть получены при термической обработкизаготовки.
Силы действующие на валы зубчатых колес.
Окружная сила:
Ft=2T2*103/d2=2*477,5*1000/234,4=4074H
Радиальная сила:
FR= Ft*tgαn/cosβ=4074*tg20o/cos9,6o=1482,5Н
Осевая сила: Fa= Fttgβ=4074*tg9,6=684Н
1.6 Выбор материала и определение допускаемыхнапряжений тихоходной ступениТаблица 4.
Колесо Z4
Шестерня Z3
Сталь 40Х улучшение
НВ2=269…302
НВ2ср=285
σ<sub/>T = 750 МПа
Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ
НRC=48…53
НRC1ср=50,5
σ<sub/>T = 750 МПа
Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодическойнагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию,используя коэффициент приведения КЕ.
КНЕ — коэффициент приведения для расчета наконтактную прочность
КFЕ — коэффициент приведения для расчета наизгибающую прочность
КНЕ2=0,25
КFЕ2=0,14
КНЕ1=0,25
КFЕ1=0,1
Число циклов перемены напряжений.
NG — число циклов перемены напряжений,соответствующее длительному пределу выносливости. NHG — число цикловперемены напряжений, для расчета на контактную выносливость. (определяем по рис.4.3[1]). NFG — число циклов перемены напряжений для расчета передачи наизгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочихповерхностей зубьев)
NHG2=20*106
NFG2=4*106
NHG1=100*106
NFG1=4*106
Суммарное время работы передачи t∑=24000 ч.
Суммарное число циклов нагружения.
N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*24000*34=49*106
t∑ — суммарное время работы передачи
n2 — частота вращения колеса
nз2 — число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот
N∑1=N∑2*U*nз1/nз2=<sub/>=49*106*4,4=215,6*106
N∑2 — суммарное число циклов нагружения колеса
nз1 — число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот
Эквивалентное число циклов перемены напряжения
А) контактная выносливость
NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,25*49*106=12,25*106
NНЕ1=КНЕ1*N∑1= 0,25*215,6*106=54*106
Сравним полученные значения NНЕ с табличнымзначением NНG:
NНЕ2=12,25*106<NHG2=20*106
Принимаем NHЕ=12,25*106
NНЕ1=54*106<NHG1=100*106
Принимаем NHЕ1=54*106
Б) изгибная выносливость
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,14*49*106=
=6.86*106
NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,1*215,6*106=
=21,56*106
Сравним полученные значения NFЕ с табличнымзначением NFG:
NFЕ2=6,86*10>NFG2=4*106
NFЕ1=21,56*106> NFG1=4*106
Принимаем NFЕ2=<sub/>NFЕ1=NFG1=4*106
Определение предельных допускаемых напряжений для расчетовна прочность.
[σН] max и [σF] max- предельные допускаемые напряжения
σт — предел текучести материала
[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа
[σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа
[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа
[σF] max1=1430МПа
Определение допускаемых напряжений для расчета на контактнуювыносливость.
[σН] = [σ0] Н* (NHG/NHE) 1/6< [σН] max, где
[σ0] Н — длительный пределконтактной выносливости
[σН] — допускаемое контактноенапряжение при неограниченном ресурсе
[σН] max — предельное допускаемоеконтактное напряжение
[σ0] Н2= (2*НВср+70) /SH[σ0] Н1= (17*НRCпов)/SH
[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа
SH2=1.1
[σ] Н2=582* (20*106/12,25*106) 1/6=
=640 МПа
[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа
SH2=1.2
[σ] Н1=882* (100*106/54*106) 1/6=
=979 МПа
Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпаи НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:
σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1)*0.45=729Мпа
σН=1.23 [σ] Н2=787Мпа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-хзначений допускаемых напряжений [σ] Нрасч=729МПа.
Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибнуювыносливость.
[σ] F= [σ0] F* (4*106/NFЕ) 1/9< [σ] Fmax, где
[σ0] F=σ0F/SF
σ0F — длительный предел контактнойвыносливости
SF — коэффициент безопасности
[σ] F — допускаемое контактное напряжение
[σ] Fmax — предельное допускаемое контактноенапряжение
σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа
SF2=1,75
[σ0] F2=σ0F2/SF2= =513/1,75=293МПа
σ0F1=550МПа
SF1=1,75
[σ0] F1=σ0F1/SF1= =550/1,75=314МПа
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-хзначений допускаемых напряжений колес или шестерни.
[σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293=
=293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа
[σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314=
=314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа
1.7 Расчет коэффициентов нагрузкиКоэффициент нагрузки находим по формулам:
А) При расчете на контактную выносливость КН=КНβ*КНσ
Б) При расчете на изгибную выносливость КF=КFβ*КFυ,где
КНβ и КFβ — коэффициентконцентрации нагрузки по ширине зубчатого венца. КНυ и КFυ — коэффициент динамической нагрузки
Относительная ширина шестерни:
b/d=0.5Ψa (U +1), где
Ψa=0,25 — коэффициент ширины зубчатогоколеса передачи
U’ = 2,8- заданное передаточное число (+1) длявнешнего зацепления
Кβ= Кβо (1-х) +х,где КНβо =1 и КFβo=1
Х=0,5 — коэффициент режима, учитывающий влияние режимаработы передачи на приработку зубчатых колес.
b/d=0,5*0,4* (3,5+1) =0,9
КНβ= КНβо =1, КFβ=КFβo=1
Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираемпо [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точностиизготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.
Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:
V=n2/су* (T3/U2* Ψa) 1/3=151/1600* (1980/19,36*0.25)1/3=0,7м/с, где
n3=151мин-1 — частота вращения промежуточного вала редуктора
су=1600 — коэффициент учитывающий влияниетермообработки на свойства материала зубчатого колеса
T4 — критический момент
U — заданное передаточное число
Ψa — коэффициент ширины зубчатого колесапередачи
Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмаяступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5
КНυ=1,01 и КFυ=1.03
КН=1*1.01=1.01
КF=1*1,03=1,03
1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрическойпередачи тихоходной ступениОсновные размеры зубчатой передачи определяем из расчета наконтактную выносливость.
Значение межосевого расстояния:
/>, где
8500 — коэффициент определяемый выражением ZM ZHZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)
Т4 — номинальный крутящий момент на валу колеса
U’ — заданное передаточное число
КН — коэффициент нагрузки при расчете наконтактную выносливость
КНα — коэффициент учитывающий распределениенагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);
[σ] Н — допускаемое напряжение при расчетена контактную выносливость
Ψa = 0,4 — коэффициент ширины зубчатых колеспередачи
/>мм
Полученное значение α’ округляем до значенияa=210 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69. Рабочая ширина венца. Рабочаяширина колеса:
b2= Ψa*а=0,25*210=53мм
Ширина шестерни:
b1=b2+3=56 мм
Модуль передачи.
/>, принимаем
/>
/>
/>мм
Полученное значение модуля m’n=2,5округляем до ближайшего большего значения m=2,25по ГОСТ 9563-60
Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.
βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*2,5/53) =7,18o
Z’Σ=Z6+Z5=2*a*cos βmin/mn=2*210*0,993/2,5=167
Cosβ= ZΣ*mn/2a=167*2,5/2*210=0.9848
β=10>7,18=βmin
Число зубьев шестерни Z3 и колеса Z4.
Z’3=ZΣ/U’+1=167/4,4+1=29,1 округляем до целого числа Z5=29
Z4= ZΣ — Z5=167-29=138
Фактическое значение передаточного числа.
U= Z4/ Z3=138/29=4,5
Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.
А) зуб колеса:
/>, где
Т4 — номинальный крутящий момент на валу колеса
KF=1.03 — коэффициент нагрузки при расчете наизгибную выносливость
KFα=0,91 — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2)
YF4=3.61 — коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)
YF3=3,7 — коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)
Значение YF выбираем в зависимости отэквивалентного числа зубьев Zv
Zv4=Z4/cos3β=138/cos310=132
Yβ — коэффициент учитывающий наклон зуба
Yβ = 1- (β/140) =1-0,07 =0,93
b2 — рабочая ширинаколеса
mn — модуль
а — межосевое расстояние
U — заданное передаточное число
[σ] F2=293 МПа — допускаемое напряжение прирасчете на изгибную выносливость
σF6= (151*103*1,03*0,91*0,93*3,61*(4,5+1)) / (53*2,5*210*4,5) =78 < [σ] F6
Б) зуб шестерни:
σF3= σF*YF3/ YF4<[σ] F5, где
σF4 =78МПа — напряжение при расчете зубьевна изгибную выносливость
YF3=3,7 и YF4=3,61- коэффициенты,учитывающие форму зуба
[σ] F3=314 МПа — допускаемое напряжение прирасчете на изгибную выносливость
σF3=78*3,7/3,61=80МПа < [σ] F5
Определение диаметров делительных окружностей d.
d3=mn/cosβ*Z3=2,5/0.9848*29=71,6мм
d4=mn/cosβ*Z4=2,5/0.9848*138=348,4мм
Выполним проверку полученных диаметров.
d4+ d3=2а
71,6+348,4=2*210=420 верно
Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев df иda:
dа3= d5+2 mn=71,6+2*2,5=77,6мм
dа4= d6+2 mn=348,4+2*2,5=353,4мм
df3= d5-2,5 mn=71,6-2,5*2,5=65,35мм
df4= d6-2,5 mn=348,4-2*2,5=342,15мм
Проверка возможности обеспечения принятых механическиххарактеристик при термической обработке заготовок.
Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.
Наружный диаметр заготовки шестерни:
d=da3+6=77,6+6=83,6 мм< D=125 мм
Толщина сечения обода колеса: S=8m=8*2,5=20мм < S=80 мм,следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены притермической обработки заготовки.
Силы действующие на валы зубчатых колес.
Окружная сила:
Ft=2T4*103/d4=2*1980*1000/348,4=11366 H
Радиальная сила:
FR= Ft*tgαn/cosβ=11366*tg20o/cos10o=4136Н
Осевая сила:
Fa= Fttgβ=11366*tg10=1996Н
1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи
Определим основные размеры звездочки для тяговой цепи:
Делительный диаметр:
Dд=P/ (sin180/Z);
P-шаг цепи; Z-числозубьев звёздочки.
Dд=125/ (sin180/9)=365.5мм;
Диаметр окружности выступов:
De=P (0,56+2,74-0,31/8,3)=409мм;
Диаметр окружности впадин:
Di=Dд — Dц;
Di=365,5-15=350,5мм.
Ширина зуба: b=0,75bвн=13,7мм;
1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболеенагруженного) на усталостную прочность и выносливостьПроведём расчёт тихоходного вала.
/>
C
A
B
Действующие силы: />,/> — окружные, />,- осевая, />,- радиальная, /> - крутящий момент./>,/>,/>,/>, />,/>.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1. />,
/>,
/>.
Отсюда находим, что />.
2. />,
/>,
/>. Получаем, что />.
Выполним проверку:
/>, />, />,.
Следовательно вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. />,
/>,
/>, получаем, что />.
4. />,
/>,
/>, отсюда />.
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:
/>, />, />,
По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится вточке />, причём моменты здесьбудут иметь значения:
/>, />.
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запасапрочности />, значение которого можнопринять />. При этом должновыполняться условие, что
/>,
где /> - расчётныйкоэффициент запаса прочности, /> и /> - коэффициенты запаса понормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.
Найдём результирующий изгибающий момент, как
/>.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь35ХМ) по табл.10.2 лит.3: /> -временное сопротивление (предел прочности при растяжении); /> и /> - пределы выносливостигладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; /> - коэффициентчувствительности материала к асимметрии цикла напряжений. Определим отношениеследующих величин (табл.10.9 лит.3):
/>, />,
где /> и /> - эффективные коэффициентыконцентрации напряжений, /> -коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также по табл.10.4лит.3 найдём значение коэффициента влияния шероховатости /> и по табл.10.5 лит.3коэффициент влияния поверхностного упрочнения />.Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений /> и /> для данного сечения вала:
/>,
/>.
Определим пределы выносливости вала в рассматриваемомсечении:
/>, />.
Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечениявала:
/>,
где /> - расчётныйдиаметр вала.
Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечениипо формулам:
/>, />.
Определим коэффициент запаса прочности по нормальнымнапряжениям:
/>.
Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательнымнапряжениям /> определим следующиевеличины. Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения
/>.
Среднее напряжение цикла />.Вычислим коэффициент запаса
/>.
Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности исравним его с допускаемым:
/> - условиевыполняется.
1.11 Выбор муфтДля передачи крутящего момента от вала электродвигателя кбыстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболееподходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцамии упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величиныкрутящего момента и диаметра вала.
Для соединения концов тихоходного и приводного вала ипередачи крутящего момента использовать предохранительную муфту с разрушающимэлементом, которая, также обеспечивает строгую соосность валов и защищаетмеханизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, онизависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.
1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипниковСмазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшенияинтенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностейтеплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил тренияблагодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаютсядинамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаемнаиболее распространенное жидкое индустриальное масло И-Г-А-32.
Глубина погружения зубчатых колес в масло должно быть неменее 10 мм от вершин зубьев.
1.13 Сборка редуктораПрименим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора.Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатыхколес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами.Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочноеотверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса,соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно вобеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.
Список используемой литературы
1. М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов — Конструирование узлов и деталей машин. М.:«Высшая школа», 1985.
3. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.1. М.: «Машиностроение»,1980.
4. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.2. М.: «Машиностроение»,1980.
5. В.И. Анурьев — Справочник коструктора-машиностроителя, т.3. М.: «Машиностроение»,1980.