Записка по ДМ моя (испр.)

Министерство высшего и профессионального образованияОмский Государственный Технический Университет

Кафедра «Детали машин»

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Студент _____________ (Шабалов Е.В.) Группа АК-324

Руководитель проекта ______________ (Кановалов В.Е.)

ОМСК 2007

СОДЕРЖАНИЕ

Введение Задание на курсовой проект_________________________________________________

1. Кинематический расчет привода 1.1. Подбор недостающих геометрических параметров ИМ 1.2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя___________1.2. Определение передаточного числа привода и разбивка его по ступеням передач 1.4. Составление таблицы исходных данных_____________________________

2. Расчет быстроходной ступени редуктора 3. Расчет тихоходной ступени редуктора 4. Расчет валов, подшипников и шпонок редуктора

4.1.1. Выбор муфт 4.1.2. Расчет шпонки входного вала на смятие ______________________ 4.1.3. Расчет шпонки промежуточного вала на смятие _______________ 4.1.3. Расчет шпонки выходного вала на смятие ____________________ 4.2.1. Расчет входного вала на статическую прочность 4.2.2. Расчет подшипников входного вала на долговечность 4.3.1. Расчет промежуточного вала на статическую прочность 4.3.2. Расчёт подшипников промежуточного вала на долговечность 4.4.1. Расчёт выходного вала на статическую прочность 4.4.2. Расчёт подшипников выходного вала на долговечность

4.4.3. Расчёт выходного вала на сопротивление усталости____________ 5. Расчет вала ИМ на жесткость______________________________________________ 6. Рама___________________________________________________________________

Список использованных источников_______________________

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ Изм. Лист № докум. Подп. Дата

Разраб. Шабалов Е.В.

Привод ленточного конвейера.

Пояснительная записка

Лит. Лист Листов

Пров. Кановалов В.Е. У 2 58

ОмГТУ гр. АК-324

Н.контр.

Утв.

ВВЕДЕНИЕ

Проект – это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, макеты и пр.Заданием на курсовой проект является конструирование привода ленточного конвейера, который включает в себя следующие узлы: двигатель — передаточный механизм — исполнительный механизм. В данном проекте разработке подлежат второй и третий узлы механизма. В качестве двигателя используется стандартный электромотор. Передаточный механизм содержит редуктор, а исполнительный механизм – вал тяговой ленты.Согласно полученному заданию нужно спроектировать привод конвейера, т.е. произвести расчеты и разработать чертежи в объеме, установленном заданием на курсовой проект.Все необходимые вычисления и пояснения оформляются в виде записки.Цель предварительного расчета привода заключается в составлении и уточнении кинематической схемы установки, выборе основных элементов привода и проведении его кинематического и силового анализа. Этот этап заканчивается составлением таблицы исходных данных, необходимой для дальнейшего расчета отдельных узлов и деталей привода.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Лист3

Изм. Лист № докум. Подп Дата

Задание на курсовой проект по деталям машинШифр КП 2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Студенту Шабалову Е. В. факультета ТНГ гр. АК-324. Cпроектировать привод ленточного конвейера.

Кинематическая схема: График нагрузки:

рис. 1. 1Исходные данные:

1. Окружное усилие на барабане - , кН. 1,02. Скорость ленты конвейера - , м\с. 0,83. Диаметр барабана - , мм. 2504. Ширина ленты – B, мм. 3005. Высота установки ведущего вала , мм. 2506. Угол обхвата барабана – α, рад. 3,4

Разработать:1. Сборочный чертеж редуктора (срок исполнения 19.03.07)2. Сборочный чертеж привода (срок исполнения 30.04.07)3. Рабочие чертежи деталей (срок исполнения 12.05.07)4. Проект представлен к защите 14.05.07

Задание получил разработчик 29.11.06 разработчик _____________ Шабалов Е. В.Руководитель разработки ст. преподаватель ____________________Коновалов В.Е.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Лист4

Изм. Лист № докум. Подп Дата

1. Кинематический расчет привода.

1.1. Определение недостающих геометрических параметров исполнительного механизма. На этапе предварительного расчета определяются недостающие размеры, необходимые для выполнения чертежа вала ИМ.Т.к. ИМ - вал ленточного конвейера, то на данном этапе ограничимся расчетом длины барабана:

(1.1)где: - длина барабана, мм;

- ширина ленты транспортера, мм.

1.2. Определение потребной мощности и выбор электродвигателя.1.2.1. Определяем номинальный вращающий момент на ИМ:

(1.2)

где: - окружное усилие на рабочем элементе ИМ, Н;- диаметр барабана, мм.

1.2.2. Определим постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному моменту, заданному графиком нагрузки: Эквивалентный вращающий момент рассчитывается по следующей формуле:

(1.3)где: - ступени нагрузки и соответствующие ей время работы по графику нагрузки; - общее время под нагрузкой; - номинальный вращающий момент на ИМ, Нм.

1.2.3. Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле:

(1.4)где: - скорость тягового элемента конвейера, м/с;

- диаметр барабана, мм.1.2.4. Общий КПД находится как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:

(1.5)

Значения КПД отдельных звеньев кинематической цепи можно принимать по табл. 1Коэффициенты полезного действия отдельных элементов кинематической цепи

Тип звена Обозначение КПДпередача зубчатая

цилиндрическая закрытая0,97..0,99

муфта соединительная 0,98

передача коническаязакрытая

0,095..0,97

подшипники качения (пара) 0,99

Таблица 1.1

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист

5Из Лист № докум. Подп Дата

Предварительно задаёмся средним значением КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи ( в заданном диапазоне): ; конической передачи: ; значения КПД остальных звеньев примем равными значениям, указанным в табл. 1.1.

1.2.5. Расчетная мощность электродвигателя:

(1.6)

где: - постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному моменту, заданному графиком нагрузки, Нм;

- угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с; - общий КПД привода.

Для однозначного выбора электродвигателя только расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать диапазон возможных частот вращения вала электродвигателя.

1.2.6. Определим частоту вращения вала ИМ:

(1.7)где: - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с;

1.2.7. Определим возможный диапазон общего передаточного числа кинематической схемы привода:Общее передаточное число определяется как произведение передаточных чисел отдельных ступеней передач, входящих в кинематическую схему:

(1.8) (1.9)

где: - максимальное и минимальное передаточное число быстроходной ступени;- максимальное и минимальное передаточное число тихоходной ступени.

Значения передаточных чисел выбираем из табл. 1.2.Рекомендуемые значения передаточных чисел отдельных ступеней передач.

Тип передачи Твердость Зубьев

Передаточное числоU рек U пред

Зубчатая цилиндрическаятихоходная ступень (во всех ред-х)

НRC 56 2,5..5,0 6,3

Зубчатая коническая передача НВ 350 1,0..4,0 6,3 Таблица 1.2.

Определим возможный диапазон асинхронной частоты вращения вала электродвигателя: (1.10)

(1.11)где: - соответственно максимальная и минимальная (для заданной кинематической схемы

привода) расчетная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;- частота вращения вала ИМ, об/мин;

- соответственно максимальное и минимальное передаточное число кинематической схемы привода.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Лист

6Изм. Лист № докум. Подп Дата

Из таблиц характеристик стандартных электродвигателей единой серии 4А выбираем электродвигатель по условиям:

(1.12) (1.13)

где: — табличные значения соответственно мощности, кВт и частоты вращения вала, об/мин.

В соответствии с расчетной мощностью и полученным диапазоном скоростей выбираем два электродвигателя:4А90LB8

4А90LA8

1.3. Определение передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач.

1.3.1. определение общего передаточного числа привода для двух вариантов электродвигателей:

(1.14)

(1.15)

где: - асинхронная частота вращения для двух вариантов электродвигателей, об/мин;- частота вращения вала ИМ, об/мин;

- общее передаточное число привода для двух вариантов электродвигателей.

1.3.2. Делаем разбивку передаточного числа редуктора по ступеням передач:Так как редуктор выполнен по схеме 2 , то передаточное отношение выбирается рядов указанных в таблице 1.3.

ряд 1 2,0 2,5 3,15 4,0 5,0 6,3 8 10 12,5ряд 2 2,24 2,8 3,55 4,5 5,6 7,1 9 11,2 –

Таблица 1.3.Учитывая рекомендации по назначению передаточных чисел ступеней редуктора (табл. 1.2.) и стандартного ряда передаточных чисел (табл. 1.3.) для принятых вариантов разбивки принимаем:

где: - передаточное число редуктора для двух вариантов электродвигателей;

где: передаточное число тихоходной и быстроходной ступеней двухступенчатого редуктора, выполненного по схеме 8.

По таблице 1.3 принимаем Точность разбивки общего передаточного числа проверяем следующим образом:

(1.18)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ

Лист


(1.19)где: - общее передаточное число привода для двух вариантов электродвигателей.

- передаточное число редуктора для двух вариантов электродвигателей.

Погрешность при разбиении общего передаточного числа на передаточные числа отдельных ступеней, выбранных из стандартного ряда передаточных чисел, не должна превышать 0,04.

1.3.3. По полученным погрешностям принимаем: ; электродвигатель А490LB8: ;

1.3.4. Проверка выбранного электродвигателя на перегрузку:

(1.20)где: - номинальная мощность двигателя по каталогу, Вт;

- максимальный момент при эксплуатации (по графику нагрузки), Нм; - асинхронная частота вращения вала электродвигателя по каталогу, об/мин;

- общее передаточное число привода; - общий КПД привода;

- кратность пускового момента по каталогу на электродвигатель.Так как , то условие выполняется, т.е. двигатель не будет перегружен.

1.3.5. Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик:

рис. 1.2.

8 7 24 50 243 10 125 11 208 350 90 140 56 Таблица 4.1

мощность ; частота вращения ; кратность пускового момента .

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


1.4. Составление таблицы исходных данных.

Предварительно на кинематической схеме привода (рис.1.) нумеруются валы по порядку, начиная с вала, который непосредственно связан с валом электродвигателя. Далее наносятся обозначения передаточных чисел отдельных ступеней передач и КПД элементов кинематической цепи (рис. 1.).При расчете мощности на каждом валу учитываются потери на каждом участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается ) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается , … и т.д.). При расчете за мощность электродвигателя принимается расчетная - ,полученная по формуле:

(1.21)где: - номинальный вращающий момент на ИМ, кНм;

- общий КПД привода; - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с.

1.4.1. Составляем таблицу исходных данных:

№ валов

1

2

3

4

Таблица 1.5.1.4.2. Точность расчетов проверяем следующим образом.

(1.22)

(1.23)где: - номинальный вращающий момент на ИМ, Нм;

- частота вращения вала ИМ, об/мин; - расчетный вращающий момент на четвертом валу, ;- расчетная частота вращения четвертого вала, об/мин.

Расхождения в скоростях и моментах около 0,003-0,025%, что допустимо.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2. Проектировочный расчет передачи.

2.1. Выбор материала для зубчатых колес первой ступени редуктора.

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.Основными материалами для конических передач являются термически обрабатываемые стали.В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.Шестерня: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение. Твердость сердцевины - HB=285,5. Твердость поверхности:

HB=285,5Колесо: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.Твердость сердцевины - HB=275,5. Твердость поверхности:

HB =275,5

2.2. Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения HP для прямозубой передачи принимаются равными меньшему из допускаемых напряжений шестерни HP1 и колеса HP2, полученных расчетом по формуле (2.2). При выполнении условия (2.1):

(2.1)

(2.2)

Здесь HP lim - предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки: для шестерни: (2.3)

для колеса: (2.4) SH - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям: для шестерни SH1=1,1; для колеса SH2=1,1.HP min- наименьшие допускаемые контактные напряжения для - пары шестерня - колесо. ZN- коэффициент долговечности.

(2.5)

- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

(2.6)

где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев. - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

Шестерня:

Колесо:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами (2.7)

ч.Здесь n - частота вращения шестерни, об/мин;Lh - ресурс передачи, ч.

Шестерня:

Колесо:

При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузка на передачу

(2.8)

Здесь Ti - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения (см. рис 1)

Шестерня:

Колесо:

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение ZR, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо. ZR = 1. При Ra от 1,25 до 0,63 (шлифовка);ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость. В проектировочном расчете принимают ZV =1.Для шестерни:

Для колеса:

; (МПа)

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем минимальное из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса: (МПа)

2.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле:

(2.9)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, установлен для от нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости отспособа термической или химико-термической обработки зубчатого колеса по рекомендациям:Для шестерни:


YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Принимают для поковок и штамповок: YZ=1.YA -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки: YA =1.YN - коэффициент долговечности.

(2.10)

= - базовое число циклов напряжений. При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами .При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузке на передачу:

(2.11)

Здесь TFI- крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения. Для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, qF=6. YX -коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса d, мм.В проектировочном расчете принимают YX = 1. SF - коэффициент запаса прочности, принимаемый в зависимости от способа термической и химико-термической обработки при вероятности разрушения 0,99 принимаем SF=1,7

Шестерня:

Колесо:

Т. к. расчетное значение коэффициента , то окончательно принимаем .Допускаемые напряжения изгиба:Для шестерни:


КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2.4. Выбор коэффициентов.

Коэффициент ширины зубчатого венца Kb= b/R 0,35. Коэффициент KHB , учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца, определяют по графикам, с учетом расположения шестерни на валу и твердости материалов шестерни и колеса в зависимости от коэффициента Ф.

(2.12)

Здесь - угол делительного конуса шестерни.

Значение коэффициента КНВ определяется с учетом типа применяемых в передаче подшипников (роликовые упорные, установленные по схеме "в растяжку"). Расчетом передачи на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев определяют средний делительный диаметр шестерни d1 и ширину зубчатого венца b (миллиметры) по формулам.

(2.13)

(2.14)

Для прямозубых передач коэффициент Кd= 770.Принимаем d=55мм.Значение b округляем до ближайшего меньшего целого числа: b=31мм.

2.5. Расчет геометрии передачи.

2.5.1. Внешний окружной модуль: me b/10= 31/10=3,1; мм.Округляем до ближайшего по ГОСТ 9563-60 (таблица 1.6)

1ряд 1 1.25 1.5 2 2.5 3 4 5 6 8

2ряд 1.125 1.375 1.75 2.25 2.75 3.5 4.5 5.5 7 9

таблица 1.62.5.2. Число зубьев:

Шестерни: (2.15)

Колеса: (2.16)Полученные расчетом значения z1 и z2 округляем до ближайшего целого числа:

Ошибка передаточного числа: ; U=

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2.5.3. Внешнее конусное расстояние: (2.17)

После определения Re проверяем соотношение b < 0,3 Rе. b<32 - условие выполняется.

2.5.4. Углы делительных конусов:


Колеса: (2.19)

2.5.5. Коэффициент смещения: X1= 0,46.

2.5.6. Коэффициент изменения расчетной толщины зуба: .

2.5.7. Внешняя высота головки зуба:



2.5.8. Внешняя высота ножки зуба:Шестерни: (2.22)


Для исходного профиля по ГОСТ I3754-8I коэффициент высоты головки зуба коэффициент радиального зазора: с* = 0,2; угол профиля .

2.5.9. Внешняя высота зуба: Шестерни: (2.24)

Колеса:

2.5.10. Внешняя окружная толщина зуба:Шестерни:

(2.25)Колеса:

(2.26)

2.5.11. Угол ножки зуба:

(2.27)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2.5.12. Угол головки зуба: (2.28)

2.5.13. Угол конуса вершин зубьев: (2.29)

2.5.14. Угол конуса впадин: (2.30)

2.5.15. Внешний делительный диаметр: (2.31)

2.5.16. Внешний диаметр вершин зубьев: (2.32)

2.5.17. Внешний диаметр впадин зубьев:

(2.33)

2.5.18. Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев: (2.34)

2.5.19. Среднее конусное расстояние: (2.35)

2.5.20. Средний окружной модуль:

(2.36)

2.5.21. Средний делительный диаметр: (2.37)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2.5.22. Коэффициент торцового перекрытия: (2.38)

где:

(2.39)

(2.40)

(2.41)

Здесь число зубьев эквивалентного цилиндрического зубчатого колеса.

(2.42)

2.6. Проверочный расчет.

2.6.1. Расчет на контактную выносливость активных поверхностей зубьев:

(2.43)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

Ft-окружная сила на среднем делительном диаметре:

(2.44)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

(2.45)

-удельная окружная динамическая сила

(2.46)

q0- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.q0=5,6

- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи: V-окружная скорость передачи в метрах в секунду:

(2.47)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимается для прямозубых передач

Степень точности передачи принята 8.

2.6.2. Расчет зубьев на выносливость при изгибе:

(2.48)

mn=m для прямозубой передачи.- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

-удельная окружная динамическая сила

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


(2.49)

-для прямозубых передач.- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

YFS- коэффициент учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

(2.50)

- коэффициент, учитывающий наклон зуба .- коэффициент, учитывающий перекрытие зуба .

2.7. Расчет усилия зубчатого зацепления.

В зацеплении работающей конической передачи действуют силы: окружная ; радиальная ; и осевая .

(2.51)

(2.52)

(2.53)

рис. 1.4

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


3. Расчет тихоходной ступени редуктора.

3.1. Предварительные расчеты.

3.1.1. Выбор материала для зубчатых колес второй ступени редуктора: Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.Основными материалами для конических передач являются термически обрабатываемые стали.В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.Шестерня: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение. Твердость сердцевины - HB=285,5. Твердость поверхности:

HB=285,5.Колесо: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.Твердость сердцевины - HB=275,5.Твердость поверхности:

HB =275,5; HV=295.

3.1.2. Выбор допускаемых контактных напряжений для зубчатых колес:

Допустимые контактные напряжения НР определяются раздельно для шестерни и колеса по

формуле:

(3.1)

где: S H - коэффициент запаса прочности, принимаем: для шестерни: ;для колеса: ;Z N - коэффициент долговечности;Z R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев;Z V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- предел контактной выносливости.

Определяем базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости по формуле:Для шестерни:

(3.2)Для колеса:

где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни (колеса) в единицах HB. Определяем ресурс передачи:

(3.3)где: L — число лет работы;

- коэффициент годового использования передачи; - коэффициент суточного использования передачи.

Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле:Для шестерни:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


(3.4)


где: - частота вращения шестерни, об/мин; - частота вращения колеса, об/мин; - ресурс передачи, ч;

Так как ,то коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:Для шестерни:

>0,75 (3.5)


>0,75

где: - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы; - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Значение коэффициента ,учитывающего шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, принимаем равным 1 (шлифовка).Так как проводится проектировочный расчет, то принимаем Определяем предел контактной выносливости:Для шестерни:


(МПа) где: - среднее значение твердости поверхности зубьев шестерни (колеса) в единицах HB. Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:Для шестерни:

(МПа) (3.7)


(МПа)

где: - коэффициент запаса прочности шестерни (колеса); - коэффициент долговечности шестерни (колеса);

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопрягаемых поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

- предел контактной выносливости шестерни (колеса).

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем минимальное из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса:

(МПа)

3.1.3. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев:

Допускаемых напряжений изгиба зубьев FР определяются раздельно для шестерни и колеса по

формуле:

(3.8)

где: S F - коэффициент запаса прочности, принимаем S F 1 7, ;

- предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов

напряжений, установлен для нулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;Y N - коэффициент долговечности;Y Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса;Y A - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;Y X -коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.В соответствии с выбранным вариантом термической обработки принимаем:Для шестерни:

(МПа)


(МПа)

Так как способом изготовления заготовок для получения шестерни приняли поковку, то коэффициент , учитывающий способ получения заготовки шестерни принимаем равным 1.В связи с односторонним приложением нагрузки принимаем .При проведении проектировочного расчета можно принимать значение коэффициента , учитывающего диаметр шестерни, равным 1.Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости принимаем

.Определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы по формуле (при нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме):Для шестерни:

(3.10)


Для зубчатых колес с однородной структурой материала .

Коэффициент долговечности для шестерни определяется по формуле:

(3.11)

Лист

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ21

Из Лист № докум. Подп Дата

где: - число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы; - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Так как расчетное значение коэффициента меньше 1, то окончательно принимаем .Определяем допустимые напряжения по формуле:Для шестерни:

(МПа)


(МПа)

где: - коэффициент запаса прочности шестерни (колеса);


напряжений для шестерни (колеса); - коэффициент долговечности шестерни (колеса);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни; - коэффициент, учитывающий одностороннее приложение нагрузки; - коэффициент, учитывающий диаметр шестерни (колеса).

(МПа) (3.13)

3.1.4. Выбор допускаемых напряжений изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой:

Допускаемых напряжений изгиба зубьев FР max определяются раздельно для шестерни и колеса по

формуле:

(3.14)где: SY - коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения;При вероятности неразрушения 0,99 SY =1,75.


напряжений, установлен для отнулевого цикла напряжений и определяется в зависимости от способа термической обработки;K st - коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном напряжении и при числе ударных нагружений N 103 ;Y N max - максимальный коэффициент долговечности;Y A - коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки;Y X - коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса.Учитывая предыдущие расчеты:Для шестерни:

, , , .


, , , .

Принимаем и .Тогда:

Лист

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ22

Из Лист № докум. Подп ДатаДля шестерни:


В качестве допускаемого напряжения изгиба зубьев передачи, при изгибе максимальной нагрузкой принимаем:

(3.16)

3.1.5. Выбор параметра вd :Параметр вd bw dw 1 определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи bw при известном начальном диаметре шестерни dw1 или наоборот. На этапе проектировочного расчета эти параметры неизвестны, поэтому по имеющимся рекомендациям принимаем значение вd в соответствии с расположением зубчатого колеса относительно опор вала, с жесткостью вала и твердостью поверхностей зубьев. Так как твердость поверхности колеса 275,5HB, что меньше 350HB, а также в связи с симметричным расположении зубчатых колес передачи относительно опор принимаем вd 1

.

3.1.6. Выбор наклона зуба: Так как передача прямозубая, угол наклона зубьев 0 .

3.2. Проектировочный расчет.

3.2.1. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

(мм) (3.17)

где: U - передаточное число передачи неразрушения;

HP - допускаемые контактные напряжения, МПа;

K d - вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то K d 770 ;K H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение K H принимаем в зависимости от параметра вd по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;T H1 - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в , для которого число циклов перемен напряжений не менее

.

В данном случае Принимаем 3.2.2. Определяем ширину зубчатого венца:

(3.18) (3.19)

Данные расчетные значения предварительны. Они округляются до ближайших значений по ГОСТ 6636–69.Получаем: и .

Лист

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ23

Из Лист № докум. Подп Дата3.2.3. Ориентировочное значение модуля:

(мм) (3.20)

где: dw1 - диаметр шестерни, мм;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм;

FP2 - допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса, МПа;

K m - вспомогательный коэффициент; так как передача прямозубая, то ; K F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. Значение K F принимаем в зависимости от параметра вd по графикам, используя рекомендация Добровольского В.П. В данном случае принимаем ;T F1 - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в , для которого число циклов перемен напряжений более 5 104 . В данном случае .Полученная расчетная величина модуля предварительна. Окончательное значение выбираем из таблицы стандартных значений:

Модуль m , мм, по ГОСТ 9563–601 ряд 1,5 2,0 2,5 3,0 4,0 5,0 6,0 8,0 10,02 ряд 1,75 2,25 2,75 3,5 4,5 5,5 7,0 9,0

Таблица 3.1.Окончательное принимаем

3.2.4. Определяем число зубьев шестерни по формуле:

(3.21)

где: dw1 — диаметр шестерни, мм; - угол наклона зубьев, град.; m - модуль, мм.Минимальное число зубьев равно:

Z Cos Cosmin 17 17 0 17 (3.22)Так как расчетное количество зубьев шестерни меньше минимального принимаем .

3.2.5. Определяем число зубьев колеса по формуле: (3.23)

где: Z 1 - число зубьев шестерни;U - передаточное число передачи.

3.3. Расчет геометрических и кинематических параметров передачи.

3.3.1. Определяем делительное межосевое расстояние по формуле:

(3.24)

где: Z 1 - число зубьев шестерни;Z 2 - число зубьев колеса; - угол наклона зубьев, град.;m - модуль, мм.Начальное межосевое расстояние выбираем равным 135 мм, т.е.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


3.3.2. Определяем угол наклона зубьев по формуле:

(3.25)

где: Z 1 - число зубьев шестерни;Z 2 - число зубьев колеса;aw - начальное межосевое расстояние, мм;m - модуль, мм.

3.3.3. Определяем основной угол наклона зуба по формуле: (3.26)

где: - угол наклона зубьев, град.;

3.3.4. Определяем делительный угол профиля в торцевом сечении:

t arctgtg

Cosarctg

tg

Cos

20 2020 (3.27)

где: - угол наклона зубьев, град.;

3.3.5. Определяем угол зацепления при выполнении передачи со смещением:

(3.28)

3.3.6. Коэффициент суммы смещений:

(3.29)

где: X 1 - смешение исходного контура шестерни, мм;X 2 - смешение исходного контура колеса, мм.

3.3.7. Определяем начальный диаметр шестерни по формуле:

(3.30)

где: aw - начальное межосевое расстояние, мм;U - передаточное число передачи.

3.3.8. Определяем начальный диаметр колеса по формуле:

(3.31)

где: aw - начальное межосевое расстояние, мм;U - передаточное число передачи.

Уточненное значение ширины зубчатого венца:

3.3.9. Коэффициенты воспринимаемого и уравнительного смещений:

(3.32)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


3.3.10. Определяем делительный диаметр шестерни по формуле:

(3.33)

где: Z 1 - число зубьев шестерни;m - модуль, мм.

3.3.11 Определяем делительный диаметр колеса по формуле:

(3.34)

где: Z 2 - число зубьев колеса;m - модуль, мм.

3.3.12. Определяем диаметр вершин зубьев шестерни по формуле: (3.35)

где: X 1 - коэффициент смещения исходного контура шестерни;m - модуль, мм;Y - коэффициент уравнительного смещения;d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

3.3.13 Определяем диаметр вершин зубьев колеса по формуле: (3.36)

где: X 2 - коэффициент смещения исходного контура шестерни;m - модуль, мм;Y - коэффициент уравнительного смещения; d2 - делительный диаметр колеса, мм.

3.3.14. Определяем диаметр впадин шестерни по формуле: (3.37)

где: X 1 - коэффициент смещения исходного контура шестерни;m - модуль, мм;d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

3.3.15. Определяем диаметр впадин колеса по формуле: (3.38)

где: X 2 - коэффициент смещения исходного контура шестерни;m - модуль, мм;d2 - делительный диаметр колеса, мм.

3.3.16. Определяем основной диаметр шестерни по формуле: (3.39)

где: t - делительный угол профиля в торцевом сечении;d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

3.3.17. Определяем основной диаметр колеса по формуле: (3.40)

где: t - делительный угол профиля в торцевом сечении;d2 - делительный диаметр колеса, мм.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


3.3.18. Определяем коэффициент торцевого перекрытия по формуле:

(3.41)

где: tw - угол зацепления при выполнении передачи со смещением;da1 - диаметр вершин шестерни, мм; da2 - диаметр вершин колеса, мм;db1 - основной диаметр шестерни, мм; db2 - основной диаметр колеса, мм;Z 1 - число зубьев шестерни; Z 2 - число зубьев колеса.3.3.19. Определяем коэффициент осевого перекрытия по формуле:

(3.42)

где: - угол наклона зубьев, град.;m - модуль, мм;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм.3.3.20. Определяем суммарный коэффициент перекрытия по формуле:

(3.43)

где: - коэффициент торцевого перекрытия;

- коэффициент осевого перекрытия.

3.3.21. Определяем окружную скорость по формуле:

(3.44)

где: d1 - делительный диаметр шестерни, мм;N1 - частота вращения шестерни, об/мин.3.3.22. Определяем эквивалентное число зубьев шестерни по формуле:

(3.45)

где: Z 1 - число зубьев шестерни; - угол наклона зубьев, град.3.3.23. Определяем эквивалентное число зубьев колеса по формуле:

(3.46)

где: Z 2 - число зубьев колеса; - угол наклона зубьев, град.

рис. 1.5

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


3.4. Проверочные расчеты передачи.

3.4.1. Проверочный расчет на контактную выносливость:

H E HHV H H

wHPZ Z Z

F K K K

b d

U

Uth

1

1 (3.47)

где: Z E - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.Для стальных передач при , Z E 190 ;Z H - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления:

(3.48)

где: tw - угол зацепления при выполнении передачи со смещением;t - делительный угол профиля в торцевом сечении;b - основной угол наклона зуба.Z - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

(3.49)

где: - коэффициент торцевого перекрытия.

Fth - окружная сила на делительном цилиндре, Н:

(3.50)

где: T H1 - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее 0 03, limN Н . В данном случае ;

d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи(выбирается по таблице):

Твердость поверхностей зубьев по Виккерсу

Вид зубьев Значение коэффициента H

H HV1 350или

H HV2 350

Прямые

Косые

0,06

0,02

H HV1 350и

H HV2 350

Прямые

Косые

0,14

0,04

Таблица 3.2.Так как передача прямозубая и твердость колеса менее 350 единиц по Виккерсу, то принимаем

H 0 06, .

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса:

Модуль m ,мм Степень точности по нормам плавности по ГОСТ 1643–815 6 7 8 9 10

до 3,5 2,8 3,8 4,7 5,6 7,3 10,0св. 3,5 до 10 3,1 4,2 5,3 6,1 8,2 11,0

св. 10 3,7 4,8 6,4 7,3 10,0 13,5Таблица 3.3.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Так как модуль менее 3,5 мм и выбранная степень точности - 8 , то

HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

(3.51)где: H - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

V - окружная скорость, м/с;aw - начальное межосевое расстояние, принятое для изготовления передачи, мм;U - передаточное отношение передачи.Значение коэффициента HV п едр


до 3,5 85 160 240 380 700 1200св. 3,5 до 10 105 194 310 410 880 1500

св. 10 150 250 450 590 1050 1800Таблица 3.4.

Так как модуль менее 3,5 мм и выбранная степень точности - 8 , то HV п едр 380

K HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

(3.52)

где: HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

Fth - окружная сила на делительном цилиндре, Н;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм.K H

0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:

(3.53)

где: d1 - делительный диаметр шестерни, мм;K k 014, при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм.K H - коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

(3.54)

где: H HV - среднее значение твердости рабочей поверхности зуба шестерни;V - окружная скорость, м/с;K H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

(3.55)

где: K H - коэффициент, учитывающий приработку зубьев;K H

0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи.K H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Так как передача прямозубая, то принимаем K H 1.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (3.47) и вычисляем напряжения:

Напряжения, полученные при расчете от действия реальной нагрузки, возникающей в процессе работы, меньше допустимых.

3.4.2. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки:

(3.56)

где:T H1 - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в Нм, для которого число циклов перемен напряжений не менее 0 03, limN Н . В данном случае ;T1max - наибольший вращающий момент на валу шестерни, Нм. В данном случае

;K HV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса.K HV max - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении при нагрузке T1max :

(3.57)

где: d1 - делительный диаметр шестерни, мм;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм;T1max - наибольший вращающий момент на валу шестерни, ;

HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм.

HP max - допускаемое контактное напряжение при максимальной нагрузке, не вызывающее

остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя:

(3.58)

где: Т - предел текучести материала зубьев, МПа. Для Стали 40ХН

<1680МПа

Напряжения, полеченные при расчете от действия реальной нагрузки, возникающей в процессе работы, меньше допустимых.

3.4.3. Расчет зубьев на выносливость при изгибе, выполняется раздельно для колеса и шестерни:

F FV F F FS FP

F

m bK K K Y Y Y

tf1 2

1 21 2 1 2

(3.59)

Ftf - окружная сила на делительном цилиндре, Н:

(3.60)

где: T F1 - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент в , для которого число циклов перемен напряжений более 5 104 . В данном случае .

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


d1 - делительный диаметр шестерни, мм.

F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи:

Вид передачи Значение коэффициента F

прямозубая 0,16косозубая и шевронная 0,06

Таблица 3.5.Так как передача прямозубая, то принимаем F 016,

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, принемаем по таблице 3.3.FV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм:

(3.61)где: F - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи;

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса;

V - окружная скорость, м/с;aw - начальное межосевое расстояние, принятое для изготовления передачи, мм;U - передаточное отношение передачи.Значение коэффициента FV п едр


до 3,5 85 160 240 380 700 1200св. 3,5 до 10 105 194 310 410 880 1500

св. 10 150 250 450 590 1050 1800Таблица 3.6.

Так как модуль менее 3,5 мм и выбранная степень точности - 8 , то FV п едр 380

K FV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса:

(3.62)

где: FV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм;

FtF - окружная сила на делительном цилиндре, Н;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм.K H

0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий в начальный период работы передачи:

(3.63)

где: d1 - делительный диаметр шестерни, мм;K k 014, при расположении шестерни на валу передачи со стороны подвода вращающего момента;bw - ширина зубчатого венца колеса, мм.K F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

(3.64)

где: K H0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине

контактных линий в начальный период работы передачи.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Для прямозубой передачи: (3.65)

(3.66)

K F - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Так как передача прямозубая, то принимаем K F 1.Y FS1 - коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни и концентрацию напряжений:

(3.67)

где: X1 - коэффициент смещения исходного контура шестерни;Z V 1 - эквивалентное число зубьев шестерни.Y FS 2 - коэффициент, учитывающий форму зуба колеса и концентрацию напряжений:

(3.68)

где: X 2 - коэффициент смещения исходного контура колеса;Z V 2 - эквивалентное число зубьев колеса.Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Y 1

1201 0

0

1201 0 7

, (3.69)

где: - коэффициент осевого перекрытия;

- угол наклона зубьев, град.Y - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Так как передача прямозубая, то принимаем Y 1.Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (2.59) и вычисляем напряжения раздельно для шестерни и колеса:

Полученные значения напряжения меньше допускаемых.

3.4.4. Расчет на прочность при изгибе максимальной нагрузкой, выполняется раздельно для колеса и шестерни:

(3.70)где: FtF - окружная сила на делительном цилиндре, определенная по пункту 3.4.3.

F1 2 - расчетное местное напряжение при изгибе, определенное по пункту 3.4.3.

Ftf M AX - максимальная из действующих за расчетный срок окружная сила на делительном цилиндре

ударного или плавного характера с числом повторных воздействий N К 103 , Н:

(3.71)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Подставляем полученные значения коэффициентов в формулу (2.70) и вычисляем напряжения раздельно для шестерни и колеса:

Полученные значения напряжения меньше допускаемых.

3.4.5. Расчет усилий зубчатого зацепления:Окружное усилие:

(3.72)

Радиальное усилие:

(3.73)Осевое усилие:

(3.74)

4. Расчет валов, подшипников и шпонок редуктора.

Основными нагрузками на валы являются силы от передач. Силы на валы передают через насаженные на них детали, при этом принимают, что эти детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. Под действием постоянных по значению и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.

4.1.1. Выбор муфт. а). Для соединения быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя используем упругую втулочно-пальцевую муфту. Выбор данной муфты обусловлен относительной простотой конструкции и удобством замены упругих элементов. Муфту подбираем по диаметру вала d=20 и передаваемому моменту , число

пальцев .

Муфта 63-20-1 ГОСТ 21424-93.

рис. 1.6

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Компенсирующая способность муфты: радиальное смещение валов не более 0,2 мм; угловое смещение валов не более 30’;Определим силу, с которой муфта действует на быстроходный вал редуктора. Сначала определим окружную силу от муфты:

(4.1)

где - передаваемый крутящий момент ;-делительный диаметр установки пальцев;

.

Сила с которой муфта действует на быстроходный вал редуктора;. (4.2)

б). Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем цепную муфту. Данная муфта является компенсирующей. В качестве соединительного элемента используется роликовая цепь. При монтаже муфта не требует осевого смещения узлов. Муфту подбираем по передаваемому крутящему моменту и диаметру выходного вала редуктора .

Муфта цепная 500-1-31-1 ГОСТ 20742-93.

рис. 1.7

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Компенсирующая способность муфты; радиальное смещение осей валов не более 0,25мм; угловое смещение осей валов не более Определим силу, с которой муфта действует на тихоходный вал редуктора;

,

где - окружная сила действующая на муфты;

где -крутящий момент, передаваемый муфтой;

где - шаг цепи.- число зубьев полумуфты.

4.1.2. Расчет шпонки входного вала на смятие.

Соединение призматическими шпонками ненапряженное. Оно требует изготовления вала и отверстия с высокой точностью. Момент передается с вала на ступицу узкими боковыми гранями шпонки. При этом на них возникают напряжения смятия, а в продольном сечении шпонки напряжения среза. У стандартных шпонок высота и ширина подобраны так, что нагрузку соединения ограничивают не напряжения среза, а напряжения смятия.

рис. 1.8Шпонку на быстроходном конце вала выбираем по ГОСТ 23360-78. Для Ø20 выбираем шпонку 6×6×50 с размерами b=6 мм, h=6 мм, l=50 ммПроизведем проверку шпонки:где Ткр – передаваемый шпонкой крутящий момент, Ткр= 12,21Нм d – диаметр вала, d = 20 мм h – высота шпонки, h =7 мм t1 – глубина паза вала, t1 =3,5 мм lp – рабочая длина шпонки lp = l – b = 50 –6 =44 мм

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


[σ]см – допускаемое напряжение смятия для материала шпонки [σ]см = 150 МПа, тогда

(4.3)

Шпонка подходит.

4.1.3. Расчет шпонки промежуточного вала на смятие.

Шпонку на промежуточном валу выбираем по ГОСТ 23360 – 78.Для диаметра Æ 38 выбираем шпонку 10×8×45 с размерами b = 10 мм, h =8 мм, l = 45 мм

рис. 1.9где Ткр – передаваемый шпонкой крутящий момент, Ткр= 36,57Нм d – диаметр вала, d = 38 мм h – высота шпонки, h =8 мм t1 – глубина паза вала, t1 =5мм lp – рабочая длина шпонки lp = l – b = 45 –10 =35 мм



4.1.4. Расчет шпонки выходного вала на смятие.

Шпонку на промежуточном валу выбираем по ГОСТ 23360 – 78.Для диаметра Æ 32 выбираем шпонку 10×8×80 с размерами b = 10 мм, h =8 мм, l = 80 мм

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


рис. 1.10Так как на валу имеется две шпонки, то расчет выполняем по самой нагруженной, которая находится на конце вала. Шпонки на валу выполняем одного сечения.где Ткр – передаваемый шпонкой крутящий момент, Ткр= 125,86Нм d – диаметр вала, d = 34 мм h – высота шпонки, h =8 мм t1 – глубина паза вала, t1 =5мм lp – рабочая длина шпонки lp = l – b = 80 –10 =70 мм



4.2.1. Расчет входного вала на статическую прочность.

рис. 1.11

мм, (4.4)где Тб – крутящий момент на быстроходном валу,но мм, значит выбираемнормальное значение d=20 мм

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


=1,5 – высота заплечника мм - внутренний диаметр подшипника (4.5)

нормальное значение dп1=30 мм.Следующий подшипник, в целях повышения удобства монтажа, возьмем с внутренним диаметром dп2=35 мм.

мм, нормальное значение dбп=45 мм (4.6)r=2 - координата фаски подшипника.

a=75 мм -длина конца вала,b=79 мм -определяется прочерчиванием, с учетом установленных врастяжку роликовых конических однорядных подшипников,с=31 мм - определяется прочерчиванием.Исходные данные: , , ,

, Вертикальная плоскость:

Уравнения моментов относительно точки (2) и (3):

(4.7)

(4.8)

,

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Где Уа и Уb реакции в точках 2 и 3M1, M2, M3 – моменты в точках 1, 2 и 3

(4.9)

Горизонтальная плоскость:

Из уравнений моментов относительно точки (2) и (3) получаем:

(4.10)

(4.11)

, Где Xа и Xb реакции в точках 2 и 3M1, M2, M3 – моменты в точках 1, 2 и 3

(4.12)

Произвольная плоскость:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


(4.13)


(4.14)

, Где Kа и Kb реакции в точках 2 и 3M1, M2, M3 – моменты в точках 1, 2 и 3

(4.15)Т. к. нам не известно направления действия силы , будем предполагать, что реакции опор от силы муфты будут направлены так же, как и сумма вертикальной и горизонтальной реакции опор. Суммарные реакции в опорах A и B от действия всех сил равны:

(4.16)

(4.17)

Опасные сечения 1 и 2:

(4.18)

(4.19)

Т. к. будем вести расчет для .

Приведенный изгибающий момент:

(4.20)

Выберем материал, из которого будет выполнен вал, для данного вала наиболее подходящий материал Сталь 40ХН, у которой , тогда

(4.21)

Данный материал подходит для входного вала.

4.2.2 Расчёт подшипников входного вала на долговечность.

1. Роликовые конические однорядные, легкой серии 7206А ГОСТ 27365-87.Диаметр посадочных поверхностей вала d=30 мм.

Грузоподъёмность

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


2. 7207A ГОСТ 27365-87.Диаметр посадочных поверхностей вала d=35 мм.ГрузоподъёмностьРесурс привода ч.3. Максимально длительно действующие силы Ra=698Н, Rb=349,7Н, FX1=48,62Н.где -осевая сила,Ra и Rb –суммарные реакция на опорах.Осевые состовляющие от радиальных нагрузок:

(4.22)

Определим осевые силы, нагружающие подшипники. Т.к. S1>S2 и FX1>0, то Fa1=S1=214,36(Н) и Fa2=S1+FX1= 214,36+48,62=262,98(Н) (4.23)4. Отношение: Факторы нагрузки:

(4.24)

5. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка.Для первой опоры:

(4.25)

Для второй опоры:

(4.26)

В этой формуле V-коэффициент вращения кольца: при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. -коэффициент зависящий от температуры подшипника.6. Для более нагруженной опоры A определяем требуемую грузоподъёмность подшипника:

(4.27)

Для второй опоры требуемая грузоподъёмность подшипника равна:

(4.28)

где -частота вращения кольца.-требуемая долговечность.

7. Определяем базовую долговечность подшипника опоры A:

об.) (4.29)

8. Определяем базовую долговечность подшипника опоры B:

об.) (4.30)

9. Переведём в базовую долговечность опоры A из мил. об. в часы.

(4.31)

10. Переведём в базовую долговечность опоры B из мил. об. в часы.

(4.32)

Следовательно, подшипники подходят.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


4.3.1. Расчет вала промежуточной ступени редуктора на статическую прочность.

рис. 1.12

(мм) (4.33)где Тпр – крутящий момент на промежуточном валувыбираем нормальное значение dк=38 мм

(мм) (4.34)где f – фаска колеса f=1,2ммнормальное значение

(мм), нормальное значение dбп=45 мм (4.35)r =2,5мм - координата фаски подшипника

a =58 мм - определяется прочерчиванием,b =69 мм - определяется прочерчиванием,с =170 мм - определяется прочерчиванием,

Исходные данные:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Горизонтальная плоскость:


(4.36)

(4.37)

(4.38)

(4.39)

(4.40)Где Xa и Xb реакции в точках 1 и 4M2, M3 – моменты в точках 2 и 3

Вертикальная плоскость:


(4.41)

(4.42)

(4.43)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


(4.44)Где Ya и Yb реакции в точках 1 и 4M2, M3 – моменты в точках 2 и 3 Суммарные реакции в опорах A и B от действия всех сил равны:

(4.45)

(4.46)


(4.47)

(4.48)



(4.49)


(4.50)

Данный материал подходит для промежуточного вала.

4.3.2 Расчёт подшипников промежуточного вала на долговечность.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


1. Роликовые конические однорядные, легкой серии 7207А ГОСТ 27365-87.Диаметр посадочных поверхностей вала d=35 мм.Грузоподъёмность

Ресурс привода ч.2. Максимально длительно действующие силы Ra=1044,4Н, Rb=1369,9Н, FX1=154,98Н.где - осевая сила,Ra и Rb –суммарные реакция на опорах.Осевые составляющие от радиальных нагрузок:

(4.51) (4.52)

Определим осевые силы, нагружающие подшипники. Т.к. S1<S2 и FX1>0, то Fa2=S2=420,7(Н) и Fa1=S2+FX1= 420,7+154,98=575,68(Н) (4.53)3. Отношение: Факторы нагрузки:

(4.54)


(4.55)Для второй опоры:

(4.56)В этой формуле V-коэффициент вращения кольца: при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. - коэффициент зависящий от температуры подшипника.5. Для более нагруженной опоры B определяем требуемую грузоподъёмность подшипника:

(4.57)



об.) (4.58)



КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


4.4.1. Расчет выходного вала редуктора на статическую прочность.

(мм) (4.59)где ТТ – крутящий момент на тихоходном валувыбираем нормальное значение d=32 мм

(мм) (4.60)где tцил – высота заплечика tцил=3 ммНормальное значение ,

(мм), нормальное значение dбп=50 мм (4.61)r =2,5мм - координата фаски подшипника

Исходные данные: , , , Горизонтальная плоскость:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист



(4.62)

(4.63)

(4.64)

(4.65)Где Xa и Xb реакции в точках 2 и 4M3 – момент в точке 3.

Вертикальная плоскость:


(4.66)

(4.67)

(4.68)

Где Ya и Yb реакции в точках 2 и 4M3 – момент в точке 3.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Произвольная плоскость в которой действует концевая сила:


(4.69)

(4.70)

(4.71)

(4.72)Где Kа и Kb реакции в точках 2 и 4M2, M3– моменты в точках 2 и 3

(4.73)Т. к. нам не известно направления действия силы , будем предполагать, что реакции опор от силы муфты будут направлены так же, как и сумма вертикальной и горизонтальной реакции опор. Суммарные реакции в опорах A и B от действия всех сил равны:

(4.74)

(4.75)


(4.76)

(4.77)



(4.78)


(4.79)

Данный материал подходит для выходного вала

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


4.4.2. Расчёт подшипников выходного вала на долговечность.

1. Роликовые конические однорядные, легкой серии 7208А ГОСТ 27365-87.Диаметр посадочных поверхностей вала d=40 мм.Грузоподъёмность

Ресурс привода ч.2. Максимально длительно действующие силы Ra=1381,4Н, Rb=1390,13Н, FX= Fa =0. (4.80)где -осевая сила,Ra и Rb –суммарные реакция на опорах.Осевые состовляющие от радиальных нагрузок:

3. Отношение: Факторы нагрузки:

(4.81)


(4.82)

Для второй опоры:

(4.83)

В этой формуле V-коэффициент вращения кольца: при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки. -коэффициент зависящий от температуры подшипника.5. Для более нагруженной опоры B определяем требуемую грузоподъёмность подшипника:

(4.84)



об.) (4.85)


(4.86)


4.4.3. Расчет выходного вала на сопротивление усталости.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


рис. 1.13Материал выходного вала сталь 40ХН, улучшенная, ,

При расчете на прочность для опасных сечений, в которых концентраторами напряжений являются ступенчатые переходы с гантелью и участок со ступицей колеса, определяют запасы усталости и сравнивают их с допускаемыми. Для проведения расчёта построим эпюру суммарного изгибающего момента, действующего на выходной вал. При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас сопротивления усталости определяется по формуле:

, (4.87)

где

- запас сопротивления усталости только по изгибу, (4.88)

- запас сопротивления усталости только по кручению. (4.89)

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


и - амплитуды переменных составляющих циклов напряжения, а

и - постоянные составляющие. Т.к. расчет выполняют условно по номинальной нагрузке, а циклы напряжений принимают симметричными для напряжений изгиба и от нулевыми для напряжений кручения, то

(4.90)

где - изгибающий момент, а Т=125,86 Нм - крутящий момент на выходном валу.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Опасные сечения:

1. А-А (шпоночный паз): , Т=125,86Н

2. Б-Б (галтель): , Т=125,86Н

3. В-В (место под подшипник): , Т=125,86Н

4. Г-Г (канавка для выхода шлифовального круга): , Т=125,86Н

5. Д-Д (шпоночный паз): , Т=125,86Н

Для первого опасного сечения:

Для второго:

Для третьего:

Для четвертого:

Для пятого:

и - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений

на сопротивление усталости. Для легированных сталей и .

, - пределы выносливости. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.165[6]:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.300 [7]:

для первого опасного сечения:

для второго опасного сечения:

для третьего опасного сечения:

для четвертого опасного сечения:

для пятого опасного сечения:

и - масштабный фактор и фактор шероховатости. В соответствии с рекомендациями, изложенными на стр.301 [7]:

для первого опасного сечения:

для второго опасного сечения:

для третьего опасного сечения:

для четвертого опасного сечения:

для пятого опасного сечения:

- это минимально необходимый запас прочности.

Таким образом, для первого сечения получим:

Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению.

Для второго сечения получим:

Сечение имеет достаточный запас прочности по кручению и изгибу.

Для третьего сечения получим:

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист



Для четвертого сечения получим:


Для пятого сечения получим:


Итак, в рассмотренных пяти сечениях условия усталостной прочности выполняются.

5. Расчет вала ИМ на жесткость.

Перед тем как непосредственно приступить к расчету, нужно отметить, что упругие перемещения вала негативно влияют на работу связанных с ним деталей: подшипников колес и т.д. От прогиба возникает концентрация нагрузки по длине зуба, а при больших углах поворота в подшипнике может произойти защемление вала.

рис. 1.14Лист

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗ 54Изм. Лист № докум. Подп Дата Расчет выходного вала на жесткость производится по его эквивалентному диаметру,

который определяется по ниже изложенной формуле:

38(мм), где

и - это длина и диаметр i-ого участка, а - общая длина закручиваемого участка.

Для определения прогиба воспользуемся табл. 15.2 на стр. 303 [7]:

Прогиб от силы

Здесь J – момент инерции сечения вала .

–модуль упругости для стали 40Х ([4] стр.48 т2).



.


Суммарный прогиб.

- допустимый прогиб, где - расстояние между опорами.

Угол поворота вала в опасных сечениях.

Угол поворота от силы

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист





Суммарный угол поворота :

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


6. РАМАПри монтаже привода, состоящего из электродвигателя, редуктора и исполнительного механизма, необходимо выдерживать определенные требования точности относительного положения узлов. Таким образом, рама является координирующим элементом конструкции.В сварной раме можно выделить элементы базовой конструкции и элементы настройки. Высоту нижнего пояса выбирают по рекомендациям. В соответствии с этой высотой назначают номер швеллера.Конфигурация и размер рамы зависят от типа и размеров редуктора и электродвигателя. При разработке данного проекта, учитывая размеры редуктора, электродвигателя, муфт, для изготовления рамы выбираем швеллер 10У и 12У ГОСТ 8240-89; высота данного швеллера составляет : мм и 120 мм, ширина полки :

мм и 52 мм, толщина стенки : мм и 4,8 мм, толщина полки: мм и 7,8 мм соответственно. Раму удобно конструировать из двух продольно–расположенных швеллеров и трех–четырех поперечно–расположенных швеллеров.Для того чтобы перейти к выбору размеров рамы необходимо в первую очередь вычертить контур электродвигателя, редуктора и исполнительного механизма, при этом определяются и наносятся размеры

эл ; р ;

им; после этого вычерчивается контур рамы, учитывая разность высот опорных поверхностей.Для крепления рамы к полу цеха применяют фундаментальные болты число и диаметр которых определяют согласно рекомендациям, изложенным на стр.336 [6].

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Список литературы

1. Анурьев З. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 – М.: Машиностроение,

1992. – 816 с.


1992. – 784 с.


1992. – 720 с.

4. Гжиров Р. И. Краткий справочник конструктора. – Л.: Машиностроение, Ленинградское

отделение, 1983. – 464 с., ил.

5. Детали машин; Атлас конструкций. Учебное пособие для машиностроительных специальностей

ВУЗов/ В. Н. Беляев, И. С. Богатырев, А. В. Буланже и др.; Под ред. д-ра технических наук,

проф. Д. Н. Решетова. – 4-е изд., перераб. и доп. – М. : Машиностроение, 1979. – 367 с., ил.

6. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для

машиностроительных специальностей. ВУЗов . – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа,

1985. – 416 с., ил.

7. Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991.-383с.

8. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для

машиностроительных специальностей ВУЗов. – М.: Высшая школа, 1975. – 551 с., ил.

9. Александров Г. А. Методические указания по расчету червячных передач с архимедовым

червяком: - Омск.: ОмГТУ, 1994. – 20 с., ил.

10. Мехаев М. Б. Предварительный расчет привода.: Методические указания. – Омск, ОмПИ, 1992.

–24 с., ил.

КП.2068998.15.Д1.08.04.01.00.00.000ПЗЛист


Documents

Записка по ДМ моя (испр.)