Энергетический и кинематический расчет привода, выбор материала, определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет и выбор тихоходной и быстроходной зубчатых передач, валов, подшипников качения, шпоночных соединений, муфт; смазка редуктора.
Мощность, потребляемая электродвигателем: Рэп=Рр/h=2,48/0,879=2,821 КВТ, где h - общий К.П.Д. привода: h=h1h24h32h4=0,98?0,9954?0,92?0,995=0,879 где hпк, hm, hкп, hцп - КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач. Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]: n1=710 мин-1, n2=n1/Uбп=710/2.5=284 мин-1, n3=n2/Uтп=284/4=71 мин-1, Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]), Для колес обеих ступеней =550/1.1=509 МПА Выбираем диаметры вала: d=40 мм - диаметр в месте посадки муфты dп=50 мм - диаметр в месте посадки подшипников dk=55 мм - диаметр в месте посадки колесаДля изготовления шестерен и колес, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен - азотирование поверхности 50…59 HRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, , ; для колес - улучшение 230…260 HB.
Введение
Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчеты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надежность и долговечность. Приобретенный студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.
Проектируемый привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя марки 4A100L8У3 (Рд=3,0 КВТ;Nд=710 мин ), редуктора коническо-цилиндрического двухступенчатого, барабана. Передача крутящего момента от электродвигателя на редуктор осуществляется с помощью муфты МУВП (радиальное смещение 0,3 мм, угловое 0,8 ). Крутящий момент от редуктора на приводной вал передается с помощью жестко-компенсирующей муфта (ГОСТ 5006-55).
1. Энергетический и кинематический расчет привода
Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp=FTV=3,1?0,8=2,48 КВТ, где Ft - тяговое усилие на барабане, КН;
V - окружная скорость
Мощность, потребляемая электродвигателем: Рэп=Рр/h=2,48/0,879=2,821 КВТ, где h - общий К.П.Д. привода: h=h1h24h32h4=0,98?0,9954?0,92?0,995=0,879 где hпк, hm, hкп, hцп - КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]: nэж=np?U0=67,9*10=679 мин-1, где U0 - общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],
U0=Uбпо?Uтпо=2,5?4=10, где Uбпо, Uтпо - ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].
Исходя из вычисленных значений Рэп и nэж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения nэдс=710 мин-1 и мощностью Рэд=3,0 КВТ.
Определяем передаточное число привода: U0=nэда/np=710/67,9=10,45.
Разбиваем U0 на передаточные числа: Uтп=U0/Uбп=10,45/2,5=4 где Uбп=2.5 - передаточное число быстроходной передачи;
2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен - азотирование поверхности 50…59 HRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, , ;для колеса - улучшение 230…260 HB , .
Определяем допускаемые контактные напряжения
Для колес обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]):
МПА для шестерни обеих ступеней
Коэффициент безопасности
Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1: =60*1*71*10416=4,4*
Здесь n-частота вращения выходного вала, =5*365*0,29*24*0,82=10416 ч-срок службы передачи.
По графику (рис.8.40[2]), для 245HB =1.5* , для 50…59 HRC = .
По таблице (8.10[2]), =0,25. По формуле (8.64[2]), для колеса второй ступени: = * =0,25*4,4* =1,7* .
Сравнивая и , отмечаем, что для колес второй ступени > . Так как все другие колеса вращаются быстрей, то аналогичным расчетом получим и для них > . При этом для всех колес передачи =1.
Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]), Для колес обеих ступеней =550/1.1=509 МПА
Для шестерней =1050/1.2=875 МПА.
Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H1>350 HB, а H2<350 HB, по формуле (8.56[2]),
=(875 509)/2=692 МПА, но не более чем 1.25 =1.25*509=636МПА. Принимаем =636 МПА.
Допускаемые напряжения изгиба
По таблице 8.9[2] для колес обеих ступеней
=1.8HB=1.8*240=432МПА;
для шестерней
=12*HRC 300=12*28 300=636 МПА.
Определяем по формуле (8.67[2]),
где - предел выносливости зубьев
SF - коэффициент безопасности
KFL - коэффициент долговечности
KFC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
KFC=1 т.к. нагрузка односторонняя. число циклов (рекомендуется для всех сталей)
=0,14*1,77* =2.4*
=0.14 т.к. , то KFL=1
По таблице 8.9[2] SF =1.75.
Допускаемые напряжения изгиба: для шестерни =636/1.75=363 МПА;
для колеса =247 МПА.
3. Расчет тихоходной зубчатой передачи
3.1 Проектный расчет передачи
Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])
=0.85(4 1) =125 yba =0.4- коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].
Ybd=0.5*yba (U 1)=0.5*0.4(4 1)=1- коэффициент ширины шестерни
KHB=1.08 - коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Ybd (рис.8.15, с.130 [2])
Определяем ширину колеса: мм
Определяем модуль: , где Ym=30 - коэффициент модуля, в зависимости от жесткости (табл. 8.4, с136, [2])
По таблице 8.1 назначаем =1.5мм
Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах: b=9o
Определяем суммарное число зубьев:
Находим число зубьев:
Уточняем значения делительных диаметров: = мм
= мм
Определяем диаметры вершин: мм мм
Определяем ширину шестерни: мм
3.2 Проверочный расчет тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]): , где KH=KHVKHB - коэффициент нагрузки
KHB=1.03
KHV - коэффициент динамической нагрузки м/с
Назначаем девятую степень точности. Принимаем KHV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).
-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]): , где KHA=1.03 - в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])
По формуле (8.25[2]): =
-коэффициент торцового перекрытия.
МПА
МПА
Определяем недогрузку:
3.3 Проверочный расчет тихоходной ступени по напряжениям изгиба
, где YFS - коэффициент формы зуба
ZFB - коэффициент повышения прочности зуба
KF - коэффициент неравномерности нагрузки
Для определения YFS определим и :
По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от и находим и : =3.8, =3.75
МПА
МПА
Так как 65.8<95.5, то принимаем YF=3.75
Определяем YFB (8.34,с.150,[1]): , где по таблице 8.7[2] KFA=1.35
Найдем KF: , где KFB=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])
KFV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])
Находим окружное усилие: Н
Определяем напряжение: МПА
МПА
Условие прочности выполняется.
3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи
Ранее были определены мм, мм, b=50 мм.
Определяем диаметры вершин: мм мм
Диаметр впадин зубьев: мм мм
4. Расчет быстроходной передачи
Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):
Примем число зубьев шестерни =24
Число зубьев колеса: *U=24*2,5=60
Внешний окружной модуль: мм
По таблице 9.1[3] принимаем =2,25 мм
Уточняем значения и : мм
По таблице 9.4[3] принимаем =140 мм
Конусное расстояние: мм
Ширина зубчатого венца: мм
По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм
Внешний делительный диаметр шестерни: мм
Углы при вершине начальных конусов: ctg ;ctg2,5= ; =68,198`; =90- =90-68,198=21,802`
Средний делительный диаметр шестерни: =2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2 мм
Средний окружной модуль:
4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи
Ранее были определены мм, мм, b=21 мм.
Диаметры вершин зубьев: мм мм
Диаметр впадин зубьев: мм мм
5. Расчет валов
5.1 Проектный расчет валов
Произведем расчет быстроходного вала: Определим выходной конец вала: , где T1=34.47Нм мм
Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя: мм
Принимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники мм.
Рассчитаем промежуточный вал: Диаметр ступени для установки на нее колеса: , где Тпр=88.53 Нм мм
Принимаем dk=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=30 мм.
Расчет тихоходного вала.
Назначаем материал: Сталь 45.
Термообработка: улучшение.
Из таблицы 8.8 стр. 162 находим: МПА
МПА
Определяем диаметр выходного конца вала: мм, где МПА
Выбираем диаметры вала: d=40 мм - диаметр в месте посадки муфты dп=50 мм - диаметр в месте посадки подшипников dk=55 мм - диаметр в месте посадки колеса
5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора
Определяем длины вала:
c=80 мм
, где lct=74 - ширина ступицы (округлена) x=10 мм w=60 мм - толщина крышки
Получаем: l=74 2*10 60=154 мм
Составляем расчетную схему.
Определяем силу в месте посадки муфты: Н
Определяем силы в зацеплении: Н
Н
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):
Н
Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Рассмотрим горизонтальную плоскость.
Запишем сумму моментов относительно опоры А:
Н
Запишем сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Опасным сечением будет, сечение I-I под шестерней. Проверим статическую прочность вала в этом сечении.
Мпа
Крутящий момент: T=347.2МПА
Напряжение изгиба: МПА
Напряжение кручения: МПА
Определяем эквивалентное напряжение: МПА
Условия прочности выполняются.
Определим пределы выносливости: МПА
МПА
Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]):
где и - амплитуды переменных составляющих и - амплитуда постоянных составляющих и - масштабные коэффициенты и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений
По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим =0.72
По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим =1 МПА
По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем =1,7 МПА и =1.4 МПА
Принимаем
; МПА
МПА
МПА
МПА
По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса:
Проверяем жесткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равным dk=55 мм.
Необходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч.
Определяем реакции опор: ; H
; H
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa=494,2Н, назначаем конические подшипники легкой серии, условное обозначение 7210, для которых по таблице 16.9 из [3] С=56000 Н, Со=40000 Н, e=0,37.
Выполняем проверочный расчет. Определяем осевую составляющую нагрузки по формуле 16.38 из [2]: , S1=0.83*0.37*4269.24=1309.85 Н
S2=0,83*0,37*5351,41=1643,42 Н
Принимаем =1643,42 Н и по формуле (16.36[2]) находим осевую нагрузку :
Н
Условие не раздвижения коле соблюдается Н
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]: , где по рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2] при находим X1=1, Y1=0 и при , X1=1, Y1=0, по рекомендации к формуле (16.29[2]) находим Кт=1, Ks=1,3.
Ks- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Кт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении.
Н
Н
Так как , рассчитываем только второй подшипник.
3.68
C=6956.83*3.68=25601.1 Н
Условие С(потребная)<=С(паспортная) выполняется.
Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле 16.33 из [2] вычисляем, при Х=0.6, Y=1.04:
Условие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного.
7. Расчет шпоночных соединений
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок. диаметр сечение шпонки рабочая длина крутящий момент вала, мм b h шпонки lp, мм на валах Т, H*м
25 8 7 40 37.47
34 10 8 30 88.53
40 12 8 58 347.24
55 16 10 60 347.24
Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие: . Условие прочности: а) б) в) г)
Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия.
8. Выбор муфт
Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.
T, H*м d, мм D, мм L, мм
63 25 100 104
Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]): Мпа где мм - диаметр окружности, на которой расположены пальцы z=6 - число пальцев
- диаметр пальца
- длина резиновой втулки
Мпа
Мпа
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55): T, KH*м d, мм D0, мм b, мм
710 40 110 12
Условие прочности:
Мпа
, где b-длина зуба
Муфты отвечают условиям прочности.
9. Смазка редуктора
Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.
Так как скорости колес V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса.
Объем заливаемого масла определяем по формуле: , где - внутренняя длина редуктора
- внутренняя ширина редуктора
- высота масла в редукторе л.
Для смазки подшипников применяем наиболее распространенную для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.
Вывод
Для изготовления шестерен и колес, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен - азотирование поверхности 50…59 HRC при твердости сердцевины 26…30 HRC, , ; для колес - улучшение 230…260 HB. Для тихоходной ступени были произведены проверочные расчеты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условия прочности соблюдаются: МПА - по контактным напряжениям, МПА - по напряжениям изгиба.
При расчете тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жесткости выполняются: запас сопротивления усталости , суммарный максимально возможный прогиб мм.
Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям.
