Банк рефератов содержит более 364 тысяч рефератов, курсовых и дипломных работ, шпаргалок и докладов по различным дисциплинам: истории, психологии, экономике, менеджменту, философии, праву, экологии. А также изложения, сочинения по литературе, отчеты по практике, топики по английскому.
Полнотекстовый поиск
Всего работ:
364150
Теги названий
Разделы
Авиация и космонавтика (304)
Административное право (123)
Арбитражный процесс (23)
Архитектура (113)
Астрология (4)
Астрономия (4814)
Банковское дело (5227)
Безопасность жизнедеятельности (2616)
Биографии (3423)
Биология (4214)
Биология и химия (1518)
Биржевое дело (68)
Ботаника и сельское хоз-во (2836)
Бухгалтерский учет и аудит (8269)
Валютные отношения (50)
Ветеринария (50)
Военная кафедра (762)
ГДЗ (2)
География (5275)
Геодезия (30)
Геология (1222)
Геополитика (43)
Государство и право (20403)
Гражданское право и процесс (465)
Делопроизводство (19)
Деньги и кредит (108)
ЕГЭ (173)
Естествознание (96)
Журналистика (899)
ЗНО (54)
Зоология (34)
Издательское дело и полиграфия (476)
Инвестиции (106)
Иностранный язык (62792)
Информатика (3562)
Информатика, программирование (6444)
Исторические личности (2165)
История (21320)
История техники (766)
Кибернетика (64)
Коммуникации и связь (3145)
Компьютерные науки (60)
Косметология (17)
Краеведение и этнография (588)
Краткое содержание произведений (1000)
Криминалистика (106)
Криминология (48)
Криптология (3)
Кулинария (1167)
Культура и искусство (8485)
Культурология (537)
Литература : зарубежная (2044)
Литература и русский язык (11657)
Логика (532)
Логистика (21)
Маркетинг (7985)
Математика (3721)
Медицина, здоровье (10549)
Медицинские науки (88)
Международное публичное право (58)
Международное частное право (36)
Международные отношения (2257)
Менеджмент (12491)
Металлургия (91)
Москвоведение (797)
Музыка (1338)
Муниципальное право (24)
Налоги, налогообложение (214)
Наука и техника (1141)
Начертательная геометрия (3)
Оккультизм и уфология (8)
Остальные рефераты (21697)
Педагогика (7850)
Политология (3801)
Право (682)
Право, юриспруденция (2881)
Предпринимательство (475)
Прикладные науки (1)
Промышленность, производство (7100)
Психология (8694)
психология, педагогика (4121)
Радиоэлектроника (443)
Реклама (952)
Религия и мифология (2967)
Риторика (23)
Сексология (748)
Социология (4876)
Статистика (95)
Страхование (107)
Строительные науки (7)
Строительство (2004)
Схемотехника (15)
Таможенная система (663)
Теория государства и права (240)
Теория организации (39)
Теплотехника (25)
Технология (624)
Товароведение (16)
Транспорт (2652)
Трудовое право (136)
Туризм (90)
Уголовное право и процесс (406)
Управление (95)
Управленческие науки (24)
Физика (3463)
Физкультура и спорт (4482)
Философия (7216)
Финансовые науки (4592)
Финансы (5386)
Фотография (3)
Химия (2244)
Хозяйственное право (23)
Цифровые устройства (29)
Экологическое право (35)
Экология (4517)
Экономика (20645)
Экономико-математическое моделирование (666)
Экономическая география (119)
Экономическая теория (2573)
Этика (889)
Юриспруденция (288)
Языковедение (148)
Языкознание, филология (1140)

Курсовая работа: Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера

Название: Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера
Раздел: Промышленность, производство
Тип: курсовая работа Добавлен 15:04:12 01 декабря 2010 Похожие работы
Просмотров: 137 Комментариев: 1 Оценило: 0 человек Средний балл: 0 Оценка: неизвестно     Скачать

Тверской государственный технический университет

Институт дополнительного профессионального образования

Кафедра техническая механика

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина:

Детали машин

Тема:

Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера

Тверь 2010

Содержание

1. Кинематический и силовой расчёт привода

2. Проектный расчёт конической и цилиндрической передачи

3. Определение значений геометрических параметров конической и цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

4. Проектный расчёт ведущего, промежуточного и ведомого вала

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки

7. Подбор шпонок и их проверочный расчёт

8. Размеры валов. Расчёт валов на прочность. Подбор подшипников

9. Подбор и проверочный расчет муфты

10. Выбор посадок

11. Смазка редуктора

Список литературы

Спецификация

Задание на курсовой проект

Спроектировать приводную станцию пластинчатого конвейера. В конструкции привода использовать коническо-цилиндрический редуктор.

Исходные данные: нагрузка не конвейер постоянная; тяговая сила F=7 кН; скорость цепи V=0,8 м/с; шаг цепи Р=80 мм; число зубьев звёздочки Z=6 срок службы привода; t=10 лет; Кг =0,8; Кс =0,67; tmax =0,85c.

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение потребной мощности

Рп.д. =F*VTобщ

где: F– тяговая сила,

VT – скорость цепи

ηобщ – коэффициент полезного действия всего привода;

Определяем общий КПД передачи

ηобщ1 . η2345

η1 – коэффициент цепной передачи = 0,97-0,98;

η2 – коэффициент пары конических зубчатых колес = 0,96-0,98;

η3 – коэффициент пары цилиндрических зубчатых колес = 0,96-0,98;

η4 – коэффициент, учитывающий потери подшипника качения = 0,99;

η5 – коэффициент, учитывающий потери в муфте = 0,98.

ηобщ =0,98*0,97*0,97*0,996 *0,982 =0,834

Рп.д. =7*0,8/0,834=6,715 кВт

Определение ориентировочной частоты вращения вала двигателя

n =nзв * i общ

где: nзв =(60* VT )/(π*Dзв ) – частота вращения звёздочки;

i общ = i к * i ц – предварительное общее передаточное отношение

i к – предварительное передаточное отношение конической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 3,15

i ц – предварительное передаточное отношение цилиндрической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 5

Dзв =t/Sin(180/z),

где t и z – шаг и число зубьев звёздочки

Dзв =80/Sin(180/6)=80/0,5=160 мм – диаметр звёздочки

nзв =(60*0,8)/(3,14*160*10-3 )=95,5 об/мин

предварительно принимаем i к =3,15, i ц =5 => i общ =3,15*5=15,75

таким образом,

n= 95,5*15,75=1504 об/мин

По определённым значениям потребной мощности и ориентировочной частоте вращения подбираем электродвигатель, у которых Рд и nд наиболее близко соответствуют Рп.д. и n .

Из таблицы 1 выбираем электродвигатель 4А132S4 с техническими данными Рд = 7,5 кВт; nд = 1455 об/мин; φ = Тmax /Tном = 3,0; ∆Р= 14,1 %

Зная частоту вращения двигателя уточняем передаточные отношения

iобщ = nд / nзв = 1455/95,55 = 15,23

примем iк = 3,15, тогда iц =15,23/3,15 = 4,835

1.2 Определение частот вращения валов редуктора и угловых скоростей

n1 = nд = 1455 об/мин

n2 = n1 / iк = 1455/3,15 = 462 об/мин

n3 = n2 / iц = 462/4,835 = 95,55 об/мин

nзв = n3

ω = n*π/30

ωдв = ω1 = 1455*3,14/30 = 152,29 рад/с

ω2 = 462*3,14/30 = 48,36 рад/с

ω3 = 95,55*3,14/30 = 10 рад/с

1.3 Определение расчётных крутящих моментов на валах редуктора

Т = 9550*Р/п

Т1 = 9550*Рд /nд = 9550*6,715/1455 = 44,07 Н*М

Т2 = Т1 * iк * η = 44,07*3,15*0,98*0,97*0,994 = 126,76 Н*М

Т3 = Т2 * iц * η = 126,76*4,835*0,98*0,97*0,992 = 571,9 Н*М

С другой стороны

Тзв =(F*Dзв )/2=7*160/2=560 Н*М

∆Т= ((Тзв - Т3 )/ Тзв )*100=((560-571)/560)*100= -1,96%

Для удобства заносим результаты расчётов в таблицу

Наименование вала п, об/мин Т, Нм Тмах, Нм
Быстроходный n1 = nд = 1455 Т1 = 44,07 Т1 * φ = 132,21
Промежуточный n2 = 462 Т2 = 126,76 Т2 * φ = 380,28
Тихоходный nзв = n3 = 95,55 Тзв = 560 Тзв * φ = 1680

1.4 Определение времени работы и количества циклов нагружений на каждой ступени циклограммы

Определение машинного времени работы передач за весь срок службы:

tM = tсл *365*KГ *24* Kс = 10*365*0,8*24*0,67 = 46954 ч

Определение машинного времени работы передачи на каждой ступени циклограммы

tMi = tM *ti /tц

tMmax =(46954*0,85)/(3600*16) = 0,693 ч

tMI =(46954*8)/16 =23477 ч

tMII = tMI = 23477 ч

Определение количества циклов нагружения элементов передачи на всех ступенях циклограммы:

Ni = 60* tMi * ni *C

Где n1 – частота вращения зубчатого колеса, для которого определяется N на i ступени циклограммы, т.к. у нас скорость цепи постоянна, то и ni для всех ступеней циклограммы является константой;

С – количество вхождений зубьев в зацепление за один оборот для рассчитываемого элемента передачи. В нашем случае на каждом элементе передачи С = 1

Для первого колеса конической передачи

(Nк 1 )max = 60*0,693*1455*1 = 60,5*103

(Nк 1 )I = 60*23477*1455*1 = 2,05*109

(Nк 1 )II = 60*23477*1455*1 = 2,05*109

Для второго колеса конической передачи и первого цилиндрической

(Nк 2 )max = (Nц 1 )max = 60*0,693*462*1 = 19,21*103

(Nк 2 )I = (Nц 1 )I = 60*23477*462*1 = 0,65*109

(Nк2 )II = (Nц1 )II = 60*23477*462*1 = 0,65*109

Для второго колеса цилиндрической передачи

(Nц 2 )max = (Nц 1 )max /iц = 19,21*103 /4,835= 3,97*103

(Nц 2 )I = (Nц 1 )I /iц = 0,65*109 /4,835 = 0,134*109

(Nц 2 )II = (Nц 1 )II /iц = 0,65*109 /4,835 = 0,134*109

Суммарное число циклов нагружений (без учёта кратковременно действующей нагрузки)

N к 1 = (Nк 1 )I + (Nк 1 )II = 2,05*109 +2,05*109 = 4,1*109

N к 2 = N ц 1 = 0,65*109 +0,65*109 = 1,3*109

N∑ц2 = (Nц2 )I +(Nц2 )II = 0,134*109 +0,134*109 = 0,268*109

Сводная таблица количества циклов нагружений на всех ступенях циклограммы

Количество циклов нагружений I ступень II ступень
I коническое колесо II коническое колесо I цилиндрическое колесо II цилиндрическое колесо
При максимальной нагрузке 60,5*103 19,21*103 19,21*103 3,97*103
На первой циклограмме 2,05*109 0,65*109 0,65*109 0,134*109
На первой циклограмме 2,05*109 0,65*109 0,65*109 0,134*109
Суммарное 4,1*109 1,3*109 1,3*109 0,268*109

2. Проектный расчёт конической и цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых напряжений при расчёте на контактную выносливость

н ] = σн limb *KHL *ZR /SH = (σн * limb/ SH )*ZR *(6 √(NH О / NEH или N ))

Где SH = 1,2 – коэффициент безопасности для зубчатых колёс с цементацией зубьев

ZR = 1 – коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зуба в случае, если принять 7 класс шероховатости и выше

KHL = 6 √(NHC / NEH ) – коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость;

σн limb – длительный предел контактной выносливости при знакопостоянном отнулевом цикле изменения напряжений

NH О – базовое число циклов нагружений контактной кривой выносливости

NEH – эквивалентное число циклов нагружений при расчёте на контактную выносливость (NEH заменяется на N при постоянной нагрузке).

Длительный предел контактной выносливости для зубчатых колёс, подвергнутых цементации.

σн limb = 23HHRCp = 23*59,5 = 1368,5 мПа,

где HRCP = (HRCmin +HRCmax )/2 = (56+63)/2 = 59,5 – расчётная твёрдость.

Базовое число циклов нагружений контактной выносливости определяем из выражения

NH О = 30 HHBp 2,4 . При HB > 560 NH О = 1,1*108

Где HBp – расчётная твёрдость рабочих поверхностей зубьев по Бринеллю (при расчётах можно принимать IHRC =10 HB)

В данном примере твёрдость рабочих поверхностей одинакова, поэтому

NH О1 = NH О2 = NH О

Эквивалентное число циклов

NEH = N * KEH

Где N – суммарное число циклов нагружений зубьев рассчитываемого зубчатого колеса за весь срок службы

N∑К1 = 4,1*109 – для первого конического колеса

N∑К2 = 1,3*109 – для воторого конического колеса

N∑Ц1 = 1,3*109 – для первого цилиндрического колеса

N∑Ц2 = 0,268*109 – для второго цилиндрического колеса

KEH – коэффициент приведения нагрузки к постоянной эквивалентной по усталостному контактному разрушению.

n

KE Н =∑(Ti /T)m * ((Nц1 )i / N∑ц1 )=(TI /TI )3 * ((Nц1 )I /N∑ц1 )+(TII /TI )3 * ((Nц1 )II /N∑ц1 ) = 1*2,05*109 / 4,1*109 +0,83 *2,05*109 / 4,1*109 = 0,756

NEH К1 = 4,1*109 *0,756 = 3,1*109

NEH К2 = 1,3*109 *0,756 = 0,98*109

NEH Ц1 = 1,3*109 *0,756 = 0,98*109

NEH Ц2 = 0,268*109 *0,756 = 0,2*109

KHL К1 = 6 √ (NH О / NE К1 ) = 6 √(110*106 /3,1*109 ) = 0,573

KHL К2 = 6 √ (NH О / NE К2 ) = 6 √(110*106 /0,98*109 ) = 0,695

KHL Ц1 = 6 √ (NH О / NEH 1 ) = 6 √(110*106 /0,98*109 ) = 0,695

KHL Ц2 = 6 √ (NH О / NEH 2 ) = 6 √(110*106 /0,2*109 ) = 0,905

Определяем допускаемые напряжения

н ]к1 = 1368,5*1*0,573/1,2 = 653 мПа

н ]к2 = 1368,5*1*0,695/1,2 = 793 мПа

н ]ц1 = 1368,5*1*0,695/1,2 = 793 мПа

н ]ц2 = 1368,5*1*0,905/1,2 = 1032 мПа

2.2 Определение допускаемых напряжений при расчёте на изгибную выносливость:

F ] = σFlimb *KFL *KFC *KXFRу /SF

где σFlimb = 700 мПа – длительный предел выносливости при знакопостоянной нагрузке на зуб для цементируемых сталей

SF = 1,75 – коэффициент безопасности для цементированных сталей;

KFL – коэффициент долговечности при расчёте на изгибную выносливость

KFL = 9 √(NOF / NEF )

NOF = 4*106 – базовое число циклов нагружений изгибной усталостной кривой;

KF С = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зуб при работе зуба одной стороной;

KXF = 1 – коэффициент, учитывающий масштабный фактор, принят в предположении, что диаметр колеса da <400 мм, модуль m<10 мм;

УR = 1,1 – коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; принимаем чистовое шлифование переходной поверхности;

Уу = 1,0 – коэффициент, учитывающий механическое упрощение, в случае, если упрочнение не предусматривается.

Эквивалентное число циклов нагружений

NEF = N * KEF

где KEF – коэффициент приведения переменной нагрузки к постоянной, эквивалентной по усталостному изгибному разрушению.

n

KEF =∑(Ti /T)m * (Nц i / N i )=(TI /TI )9 * ((Nц1 )I /N∑ц1 )+(TII /TI )9 * ((Nц1 )II /N∑ц1 )

1

KEF = 1*(2,05*109 / 4,1*109 )+0,89 *(2,05*109 / 4,1*109 ) = 0,57

NEF К 1 = N К 1 *KEF = 4,1*109 *0,57 = 2,34*109

KFL К1 = 9 √ (NOF / NEF К1 ) = 9 √(4*106 /2,34*109 ) = 0,49< 1 следовательно

KFL К1 = 1

NEF К2 = N∑К2 *KEF = 1,3*109 *0,57 = 0,741*109

KFL К2 = 9 √(NOF / NEF К2 ) = 9 √(4*106 /0,741*109 ) = 0,56 <1 следовательно

KFL К2 = 1

NEF Ц1 = N∑Ц1 *KEF = 1,3*109 *0,57 = 0,741*109

KFL Ц1 = 9 √(NOF / NEF Ц1 ) = 9 √(4*106 /0,741*109 ) = 0,56 <1 следовательно

KFL Ц1 =1

NEF Ц2 = N∑Ц2 *KEF = 0,268*109 *0,57 = 0,153*109

KFL Ц2 = 9 √ (NOF / NEF 2 ) = 9 √ (4*106 /0,153*109 ) = 0,67 <1 следовательно

KFL Ц2 =1

F ]К1 = 700*1*1*1*1,1*1/1,75 = 440 мПа

F ]К2 = 700*1*1*1*1,1*1/1,75 = 440 мПа

F ]Ц1 = 700*1*1*1*1,1*1/1,75 = 440 мПа

F ]Ц2 = 700*1*1*1*1,1*1/1,75 = 440 мПа

2.3 Определение предельных допускаемых контактных напряжений при расчёте на статическую прочность при кратковременных перегрузках:

н ]max = 40 HHPCp – для цементуемых зубьев

н ]max = 40*59,5 = 2380 мПа

F ]max = 23,5 HHPCp – для цементуемых зубьев

F ]max = 23,5*59,5 = 1398 мПа

Допускаемые напряжения для зубчатых передач

Допускаемые напряжения Ступени редуктора
Быстроходная Тихоходная
I коническое колесо II коническое колесо I цилиндрическое колесо II цилиндрическое колесо
н ] 653 793 793 1032
F ] 440 440 440 440
н ]max 2380 2380 2380 2380
F ]max 1398 1398 1398 1398

3. Определение значений геометрических параметров конической и цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

3.1 Определение геометрических параметров конической передачи

Определение предварительного значения внешнего делительного диаметра второго конического колеса

dек2 = 1650*3 √[(T2 *K *i)/( VН *[σн ]2 )]

где: T2 = 126,76 – расчётный крутящий момент на втором валу;

K =1– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес;VН – коэффициент вида конических колес, для прямозубых = 1.[σн ] = 793 мПа – допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость;

dек2 = 1650*3 √[(126,76*1*3,15)/(1*7932 )]= 1650*3 √[399/628849]=141,7 мм

Принимаем стандартное значение внешнего делительного диаметра

dек2 = 140 мм и ширину зубчатого венца b = 21 мм

Определение внешнего окружного модуля

me к = (14* T2 *KFB )/(0,85* dек2 * b*[σF ])

где KFB =1,64

F ] = 440 мПа

me к = (14* 126,76*103 *1,64)/(0,85* 140*21*440)=2910400/1099560=2,65 мм

Определяем число зубьев первого и второго конического колеса

Zк 2 = dек 2 / me к =140/2,65 =52,8

Zк 1 = Zк 2 /i = 52,8/3,15=16,7

Принимаем Zк1 = 17; Zк2 =53

Фактическое передаточное число iф = Zк2 / Zк1 =53/17=3,118

Отклон. от заданного ∆i=((iф -i)/i)*100=((3,118-3,15)/3,15)*100=-1,02%<4%

Определение углов делительных конусов

tgδ2 = iф =3,118; δ2 = 720

δ1 =90-72=180

Определяем основные геометрические размеры конусной передачи

dек1 = me к * Zк1 =2,65*17=45 мм;

Rе =0,5* me к *√( Zк1 2 + Zк2 2 ) – внешнее конусное расстояние

Rе =0,5*2,65*√(172 +532 )=73,7 мм

R= Rе -0,5 b=73,7-0,5*21=63,2 мм

m= me к * R/ Rе =2,65*63,2/73,7=2,18 мм – средний модуль

Пригодность размера ширины зубчатого венца

b = 21<0,285* Rе =0,285*73,7=21,005

условие соблюдается

диаметр впадин зубьев


dк1 = m* Zк1 = 2,18*17=37,06

dк2 = m* Zк2 = 2,18*53=115,54

диаметр вершин зубьев

dаек1 = dек1 +2* me к *cosδ1 = 45+2*2,65* cos180 = 50 мм

dаек2 = dек2 +2* me к *cosδ2 = 140+2*2,65* cos720 = 141,64 мм

Определение средней скорости колёс и степени точности

v=π* me к * Zк1 *n1 /(60*1000) = 3,14*2,65*17*1455/60000=3,43 м/с

исходя из рассчитанной окружной скорости принимаем 8 степень точности передачи.

Определение сил в зацеплении

Окружной на первом и втором колесе

Ft = 2T2 /d2 = 2*126,76*103 /115,54 = 2194 Н

Радиальная на шестерне и осевая на колесе

Fr1 = Fa2 = Ft *tgαω*cos δ1 = 2194*tg200 * cos180 = 759,5 Н

Осевая на шестерне и радиальная на колесе

Fа1 = Fr 2 = Ft *tgαω*sinδ1 = 2194*tg200 * sin180 = 246,7 Н

Определение расчётного контактного напряжения

σн = (2100/200)* √T2 *iк * KHB * K /0,85*de к2

Коэффициенты динамической нагрузки

KHB = 1,4; K = 1,1

σн = (2100/200)* √[(126,76*103 *3,118*1,4* 1,1)/(0,85*140)]=758 мПа

σн =758 мПа <[σн ]=793 мПа

Определение эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса

Zυ к1 = Zк1 / cosδ1 =17/ cos180 =17,87 Н

Zυ к2 = Zк2 / cosδ2 =53/cos 720 =171,51 Н

Расчёт напряжения изгиба в основании зубьев

σF 1 = YF 1 *Ft * KFB * K /VF *b*me к

где: KFB – 1,64

K – 1,2

YF 1 – коэффициент формы зуба

YF 1 =3,47+(13,2/Zυ к1 )-29,7(Хn /Zυ к1 )+0.092* Хn 2

где Хn – коэффициент смещения

Хn =1,71*i0,14 * Z0,67

Хn1 =1,71*3,1180,14 *170,67 =0,3

Хn2 =1,71*3,1180,14 *530,67 =0,14

YF1 =3,47+(13,2/17,87)-29,7(0,3/17,87)+0,092*0,32 =3,717

YF2 =3,47+(13,2/171,51)-29,7(0,14/171,51)+0,092*0,142 =3,525

σF1 = 3,717*2,194 *1,64*1,2 /0,85*21*2,65=339 мПа

σF1 = 339 мПа < [σF ]=440 мПа

σF2 = 3,525*2,194 *1,64*1,2 /0,85*21*2,65=321,5 мПа

σF2 =321,5 мПа< [σF ]=440 мПа

Прочность зубьев на изгиб у конических колёс обеспечена.

3.2 Определение геометрических параметров цилиндрической передачи

Определение предварительного значения диаметра делительной окружности первого цилиндрического колеса

dц 1 = Kd *3 √[((T2 *K * K HV )/(φв d *[σн ]2 ))*((i+1)/i)]

где Kd = 770 – вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

T2 = 126,76 – расчётный крутящий момент на втором валу;

φв d = 0,4 – коэффициент ширины шестерни при несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор и твёрдости рабочих поверхностей Н1 и Н2 > НВ 350;

K = 1,05 – предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на контактную выносливость в случае неприрабатывающихся зубчатых колёс при φв d = 0,4 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор;

K HV = 1 – предварительное значение коэффициента динамичности нагрузки для тихоходной ступени;

н ] = 793 – допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость;

i = iц = 5 – передаточное отношение цилиндрической передачи

dц1 = 770*3 √[((126,76*1,05*1)/( 0,4*7932 ))*((4,835+1)/4,835)] =

= 770*3 √[(133,1/251539,6)*(5,835/4,835)]= 770*3 √[0,000592*1,207]=66,3

мм

Определение предварительного значения межосевого расстояния цилиндрических колёс.

a w = dц1 * (i+1)/2 = 66,3*5.835/2 = 193,43 мм

Уточнение коэффициента неравномерности распределения нагрузки. Учитывая рекомендации приложения ГОСТ 21354-75 для передач общего машиностроения принимаем K = K =1,05.

Уточнение коэффициента динамичности нагрузки

K = 1+W /W Ht

W = V*δH *g0 *√(a w /i)≤ [Wυ ]

где V=π* dц1 *n1 /60000=3,14*66,3*462/60000=1,6 м/с – окружная скорость в зацеплении

δH = 0,014 – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба при Н1 и Н2 > HB для прямозубых колёс при отсутствии модификации головки зуба.

g0 = 61 – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса в предположении, что модуль передачи m=4 мм для передачи 8 степени точности.

W = 1,6*0,014*61*√(192,43/4,835)=7,2 Н/мм ≤ [Wυ ]

[Wυ ]=410 Н/мм – допускаемая удельная окружная динамическая сила при 8 степени точности и модуле m=4 мм.

Удельная расчётная окружная сила без учёта динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

W Ht =2000*T2 * K / (φв d * dц1 )=2000*126,76*1,05/(0,4*66,32 )=151,4

Н/мм

Таким образом,

K =1+7,2/151,4=1,05

Уточнение величины межосевого расстояния

aw = a w * 3 √ [(K * K )/ (K * K )]=193,43* 3 √ [(1,05*1,05)/

(1*1,05)]=196,6

Округляем значение межосевого расстояния и окончательно принимаем

aw =200 мм

Определяем основные геометрические параметры передачи и уточняем её передаточное отношение

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни

bw 2 = φв d * dц1 =0,4*66,3=26,52 мм ≈27 мм

bw 1 = bw 2 +5 мм=27+5=32 мм

Определяем модуль зацепления


mц = (4,0*(i+1)* K * K *T2 *103 )/ (bw 2 * aw *[σF ]2 ≥ 1,5 мм

mц = (4,0*(4,835+1)*1,05*1,05*126,76*103 )/(27*200*440)= 2,32 мм

Округляем модуль до стандартного значения m=2,5 мм

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев

Z =Z1 +Z2 =2aw /m=2*200/2,5=160;

Z1 = Z /(i+1)=160/5,835=27,6; принимаем Z1 =28

Z2 =160-28=132

Уточняем передаточное отношение

i= Z2 / Z1 =132/28=4,714

отклонение i от заданного

∆i=[(4,835-4,714)/4,835]*100%=2,5%

Допускаемое значение [∆i]=±4%, следовательно полученный результат удовлетворяет требованию

Определяем диаметры делительных окружностей

d1 =mz1 =2,5*28=70 мм

d2 =mz2 =2,5*132=330 мм

Проверка межосевого расстояния


aw = (d1 + d2 )/2=(70+330)/2=200 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев

dа1 = d1 +2m=70+2*2,5=75 мм

dа2 = d2 +2m=330+2*2,5=335 мм

Диаметры окружностей впадин

df 1 = d1 -2,5m=70-2,5*2,5=62,75 мм

df 2 = d2 -2,5m=330-2,5*2,5=323,75 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик материала зубчатых колёс при химико-термической обработке заготовок

Условие обеспечения принятых механических характеристик материала имеет вид S ≤ [S]

[S] = 60 мм – максимально допустимый размер, обеспечивающий требуемые механические характеристики материала.

S1 = (dа 1 +6)*0,5 = (75+6)*0,5=40,5 мм < [S] = 60 мм.

S2 = (5-7)*m = 6*2,5 = 15 мм < [S] = 60 мм.

Таким образом, условие обеспечения принятых механических характеристик материала выполняется.

Проверка контактной выносливости активных поверхностей цилиндрических зубьев

σн =ZH *ZM *Zε*√[(WHt / d1 )*(i+1)/i] ≤[σн ]


где ZH = 1,77 – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев для прямозубых колёс, нарезаемых без смешения режущего инструмента и при угле зацепления α = 200 ;

ZM =274 Н0,5 /мм – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов для стальных зубчатых колёс;

Zε = 1 – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для прямозубых передач;

WHt = W Ht * K = 151,4*1,05=159 Н/мм

σн =1,77*247*1*√[(159 /70)*(4,714+1)/4,714]=804 мПа >[σн ]=793 мПа

Величина перегрузки, вызванная округлением aw и bw 2 .

∆ σн =[(804-793)/793]*100%=1,4 %

Допустимое значение перегрузки, а также недогрузки передачи и неточности расчётов не должно превосходить ±5%, контактная выносливость проектируемой передачи обеспечена.

Проверка изгибной выносливости зубьев

Проверку зубьев проводим по менее прочному элементу определяемому отношением [σF ]/УF .

F 1 ] = [σF 2 ] = 440 мПа

УF 1 = 4,0 – коэффициент формы зуба шестерни при коэффициенте смещения режущего инструмента х=0 и z1 =28

УF 2 = 3,48 – при х=0 и z2 =132

Исходя из условия менее прочным элементом будет шестерня.

σF 1 = (WFt /m)* УF 1βε ≤ [σF ]

где WFt – удельная расчётная окружная сила при расчёте на окружную выносливость Н/мм

УF 1 = 4

Уβ = 1 – коэффициент, учитывающий наклон зуба при использовании прямозубой передачи.

Уε = 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев при использовании прямозубой передачи

WFt = (WHt * K * K )/ (K * K )

K = 1,05

K = 1,05

K = 1,07 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий при расчёте на изгибную выносливость в случае неприрабатывающихся зубчатых колёс.

K = 1+(WFv *b2 *d1 )/(2000*T1 *K ) – коэффициент динамичности

нагрузки

WFv = δF *g0 *V*√( aw /i)≤ [Wv ] – удельная окружная динамическая сила

δF = 0,016 – для прямых зубьев без модификации головки

g0 = 61

[Wv ] = 410

V= (π* d1 *n1 )/60000 = (3,14*70*462)/60000=1,69 м/с

WFv = 0,016*61*1,69*√(200 /4,714) = 10,74 Н/мм < [Wv ] = 410 Н/мм

K = 1+(10,74*27*70)/(2000*126,76*1,07)=1,07

WFt = (159* 1,07*1,07)/( 1,05*1,05) = 182 Н/мм

σF 1 = (182 /2,5)*4*1*1 = 291,2 мПа ≤ [σF ] = 440 мПа

Изгибная выносливость обеспечена

Проверка прочности зубчатой передачи при действии максимальной нагрузки

σн max = σн *√(Т1мах /T1 ) = σн *√φ ≤ [σн ]max

н ]max = 2380 мПа

σн max = 793*√3 = 1373,5 мПа

Прочность активных поверхностей зубьев при максимальном моменте обеспечена.

Проверка по изгибным напряжениям

σF 1 max = σF 1 * (Т1мах / Т1 )= σF 1 * φ ≤ [σF ]max

σF 1 = 291,2*3=837,6 мПа

F 1 ]max = 1398 мПа

Изгибная прочность зуба при максимальном момента обеспечена.

Таким образом, рассчитанная передача удовлетворяет всем условиям усталостной и статической прочности.

Определение составляющих сил давления зуба на зуб

Окружная составляющая

Ft = 2T1 /d1 = 2*126,76*103 /70 = 3621 Н

Радиальная составляющая

Fr = Ft *tgαw = 3621*tg200 = 1318 Н, где αw = 200 – угол зацепления

4. Проектный расчёт ведущего, промежуточного и ведомого вала

4.1 Предварительный расчёт валов редуктора

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

4.1.1 Ведущий вал:

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ]к = 25 Н/мм2

dв1 = 3 √(16 T1 *103 /3,14*[τ]к )= 3 √(16*44070/3,14*25) = 20,7 мм

Так как вал редуктора соединён с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1 . Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв /dдв ≥ 0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. У подобранного электродвигателя dдв =38 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21425-93 с расточками полумуфт под dдв =38 мм и dв1 =38*0,75=28,5 мм. Принимаем dв1 = 30 мм

Примем под подшипник dп1 =32 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

4.1.2 Промежуточный вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр под подшипник при допускаемом напряжении [τ]к = 25 Н/мм2

dп2 =3 √(16 T2 *103 /3,14*[τ]к )= 3 √(16*126760/3,14*25)=29,56 мм


Примем диаметр под подшипник dп2 =35 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк = 35 мм.

Шестерню выполним заодно с валом.

4.1.3 Выходной вал:

Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ]к = 25 Н/мм2

dв3 =3 √(16 T3 *103 /3,14*[τ]к )= 48,5 мм

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточкой полумуфт под dв3 = 50 мм

Примем диаметр под подшипник dп3 =60 мм.

Диаметр под зубчатым колесом dзк = 60 мм.

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс

5.1 Расчёт параметров конической шестерни и колеса

Внешняя высота зуба hе = 2,2 mе = 2,2*2,65 = 5,83

Внешняя высота головки зуба hae = mе (1+Хn )

hae 1 = mе (1+Хn 1 )=2,65*1,3=3,44 мм

hae 2 = mе (1+Хn 2 )=2,65*1,14=3,02 мм

Внешняя высота ножки зуба hfe = hе - hae

hfe 1 = hе - hae 1 =5,83-3,44=2,39 мм

hfe 2 = hе - hae 2 =5,83-3,02=2,81 мм

Угол ножки зуба θf = arctg(hfe /Re )

θf1 = arctg(hfe1 /Re )= arctg(2,39/73,7)=1,860

θf2 = arctg(hfe2 /Re )= arctg(2,81/73,7)=2,180

Угол головки зуба шестерни и колеса

θа1 = θf 2 =2,180 ; θа2 = θf 1 =1,860

Угол конуса вершин зубьев δо =δ+θа

δо11 + θа1 =180 +2,180 =20,180

δо22 + θа2 =720 +1,860 =73,860

Угол конуса впадин зубьев δf =δ-θf

δf 11f 1 =180 -1,860 =16,140

δf 22f 2 =720 -2,180 =69,820

Толщина обода

S = 2,5* me к +2 = 2,5* 2,65+2=8,63 мм

Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев

B = Rе *cosδ- me к *sinδ

B1 = Rе *cosδ1 - me к *sinδ1 = 73,2*cos180 -2,65*sin180 =68,8 мм

B2 = Rе *cosδ2 - me к *sinδ2 = 73,2*cos720 -2,65*sin720 =20,1 мм

Расстояние от основания малого конуса выступов до ступицы диска для колеса, т.к. шестерня едина с валом

l = 0,4*b*cosδ=0,4*21*cos720 =2,6 мм

l1 = [hе *(1-b/Rе )+1,2* me к ]*sinδ=[5,83*(1-21/73,7)+1,2*2,65]* sin720 =7

мм

Длина ступицы lc т =(1,2…1,5)* dзк =1,2*35 = 42 мм

Полная ширина колеса L = lc т +l = 42+2,6 = 44,6 мм

Диаметр ступицы dc т = 1,6* dзк =1,6*35=56 мм

Толщина диска: C=0,3*bk =0,3*21=6,3 мм

Основные расчёты сводим в таблицу

Z mе мм δ0 b мм d мм da мм df мм dc т мм Lc т мм S мм С мм
Шестерня 17 2,65 18 21 45 50 37 --- --- --- ---
Колесо 53 2,65 72 21 140 141,6 115,5 56 44,6 8,6 6,3

5.2 Расчёт параметров цилиндрической шестерни и колеса

Размеры колёс определяются из следующих формул

Диаметр ступицы:

dc т = 1,6* dзк =1,6*60=96 мм

Длина ступицы:

Lc т =(1,2…1,5)* dзк =1,25*60 = 75 мм

Толщина обода:

δо = (2,5…4)* mц , но не меньше 8 мм. δо =4*2,5=10 мм

Толщина диска:

C=0,3*bk =0,3*27=8,1 мм

Диаметр отверстий:

dо =(Dо - dc т )/4= (303,75-96)/4=52 мм

Dо = df -2δо =323,75-2*10=303,75 мм

Фаска:

n=0,5*mц х 450 = 0,5*2,5=1,25мм

Все расчёты сводим в таблицу

Z mц мм b мм d мм da мм df мм dc т мм Lc т мм δо мм С мм
Вторая ступень Шестерня 28 2,5 32 70 75 62,75
Колесо 132 2,5 27 330 335 323,75 96 75 10 8,1

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки

Толщина стенки корпуса:

δ=0,05 Re +1=0,05*73,7+1=4,5 мм; δ=8 мм

Толщина стенки крышки:

δ=0,04 Re +1=0,04*73,7+1=3,95 мм; δ=8 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

b=1,5*δ=1,5*8=12 мм

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса:

b=1,5*δ=1,5*8=12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

p=2,35*δ=2,35*8=18,8 мм

p ≈19 мм

Толщина рёбер основания корпуса:

m=(0,85…1)* δ=1*8=8 мм

Толщина рёбер крышки:

m1 =(0,85…1)* δ1 =1*8=8 мм

Диаметр фундаментных болтов:

d1 = 0,072* Re +12=0,072*73,7+12=17,3 мм,

принимаем болты с резьбой М 18.

Диаметр болтов у подшипников:

d2 =(0,7…0,75)*d1 =0,7*18=12 мм, принимаем болты с резьбой М 12.

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

d3 =(0,5…0,6)*d1 =0,5*18=9 мм, принимаем болты с резьбой М 10.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру: А≈(1…1,2)* δ=1*8=8 мм

По торцам: А1 ≈А=8 мм

Крепление крышки подшипника: d4 = М6.

7. Подбор шпонок и их проверочный расчёт

Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от компенсирующей полумуфты на ведущий вал, от промежуточного вала на коническое колесо, от цилиндрического колеса на ведомый вал, от ведомого вала на предохранительную полумуфту.

Все соединения выполняем шпонками с исполнением 1.

Соединение полумуфта – ведущий вал:

σсм = 2*Т1/ [dв1 *(0,9h-t1 )lp ]

Здесь: высота – h = 7 мм; ширина – b = 8 мм; глубина паза вала – t1 = 4 мм.

Вычисляем длину ступицы:

lст = 1,5*dв1 = 1,5*30= 45 мм

Вычисляем длину шпонки:

lш = lст - 5 = 45-5= 40 мм

Принимаем стандартное значение:

lш = 40 мм

Вычисляем рабочую длину шпонки:

lp = lш – b = 40-8 = 32 мм

Вычисляем расчётное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σсм = 2*44,07*103 / [30*(0,9*7-4)*32]=39,9 мПа

см ]=110 мПа

σсм = 39,9 мПа < [σсм ]=110 мПа

Прочность соединения обеспечена

Соединение коническое колесо – промежуточный вал

σсм = 2*Т2/ [dв2 *(0,9h-t1 )lp ]

Здесь h = 8 мм; b = 10 мм; t1 = 5 мм.

Вычисленная длина ступицы:

lст = 42 мм

Вычисляем длину шпонки:

lш = lст - 5 = 42-5= 37 мм

Принимаем стандартное значение:

lш = 40 мм

Вычисляем рабочую длину шпонки:

lp = lш – b = 40-10 = 30 мм

Вычисляем расчётное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σсм = 2*126,76*103 /[35*(0,9*8-5)*30]=109 мПа

см ]=110 мПа

σсм = 109 мПа < [σсм ]=110 мПа


Прочность соединения обеспечена

Соединение цилиндрическое колесо – ведомый (тихоходный) вал

σсм = 2*Т3 [dв3 (0,9h-t1 )lp ]

Здесь h = 11 мм; b = 18 мм; t1 = 7 мм.

Вычисленная длина ступицы:

lст = 75 мм

Вычисляем длину шпонки:

lш = lст – 5 = 75-5= 70 мм

Принимаем стандартное значение:

lш = 70 мм

Вычисляем рабочую длину шпонки:

lp = lш – b = 70-18 = 52 мм

Вычисляем расчётное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σсм = 2*560*103 /[60*(0,9*11-7)*52]= 103,8 мПа

см ]=110 мПа

σсм = 103,8 мПа < [σсм ]=110 мПа

Прочность соединения обеспечена

Соединение ведомый вал – полумуфта:


σсм = 2*Т3/ [dв1 *(0,9h-t1 )lp ]

Здесь h = 9 мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм.

Вычисляем длину ступицы:

lст = 1,5*dв3 = 1,5*50 = 75 мм

Вычисляем длину шпонки:

lш = lст - 5 = 75-5= 70 мм

Принимаем стандартное значение:

lш = 70 мм

Вычисляем рабочую длину шпонки:

lp = lш – b = 70-14 = 56 мм

Вычисляем расчётное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым:

σсм = 2*560*103 / [50*(0,9*9-5,5)*56]=105,7 мПа

см ]=110 мПа

σсм = 105,7 мПа < [σсм ]=110 мПа

Прочность соединения обеспечена

8. Размеры валов. Расчёт валов на прочность.Подбор подшипников

С учётом типа редуктора предварительно назначаем роликовые радиально-упорные конические подшипники

Предварительные размеры ведущего вала:

Расчёт на прочность ведущего вала:

Данные нагрузок на коническую шестерню берём из расчётов:

Ft =2194 Н – окружная сила

Fr 1 = 759,5 Н – радиальная сила

Fа1 =246,7 Н – осевая сила

Fа1 – переводим в изгибающий момент = (246,7*45/2)/100 = 55,5 Н*м

Переносим Ft к оси вала для расчёта реакции опор в горизонтальной плоскости (по оси ОХ) Ft = 2194 Н

Расчёт реакций опор в вертикальной плоскости:

∑Ма (Fк) = 0: RВУ *0,8-Fr*(0,8+0,28)+М = 0 => RВУ = (Fr*1,08-М)/0,8

RВУ = (759,5*1,08-55,5)/0,8 = 955,95 Н

∑Fку = 0: RВУ -RАУ - Fr = 0 => RАУ = RВУ – Fr

RАУ = 955,95-759,5 = 196,45 Н

Проверка:

∑Мв (Fк) = 0: RАУ *0,8+М- Fr*0,28=196,45*0,8+55,5-759,5*0,28=0

Строим эпюры изгибающих моментов:

1 участок

0≤Z1 ≤0,8

∑Мо1 (Fк) = 0: -Ми+ RАУ *Z1 =0 => Ми = RАУ * Z1

При Z1 = 0 Ми =0

При Z1 = 0,8 Ми = 196,45*0,8 = 157,16 Н

2 участок


0≤Z2 ≤0,28

∑Мо2 (Fк) = 0: Ми+М- Fr* Z2 =0 => Ми = -М+ Fr* Z2

При Z2 = 0 Ми =-55,5

При Z2 = 0,28 Ми = -55,5+759,5*0,28 = 157,16 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Расчёт реакций опор в горизонтальной плоскости:

∑Ма (Fк) = 0: RВ X *0,8-Ft*(0,8+0,28) = 0 => RВ X = (Ft*1,08)/0,8

RВ X = (2194*1,08)/0,8 = 2961,9 Н

∑Fкx = 0: RВ X -RА X - Ft = 0 => RА X = RВ X – Ft

RА X = 2961,9-2194 = 767,9 Н

Проверка: ∑Мв (Fк) = 0: RА X *0,8- Ft*0,28= 767,9*0,8-2194*0,28=0

Строим эпюры изгибающих моментов:

1 участок

0≤Z3 ≤0,8

∑Мо3 (Fк) = 0: -Ми+ RА X *Z3 =0 => Ми = RА X * Z3

При Z3 = 0 Ми =0

При Z3 = 0,8 Ми = 767,9*0,8 = 614,32 Н


2 участок

0≤Z4 ≤0,28

∑Мо4 (Fк) = 0: Ми- Ft* Z4 =0 => Ми = Ft* Z4

При Z4 = 0 Ми = 0

При Z4 = 0,28 Ми = 2194*0,28 = 614,32 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем нагрузку в опасном сечении:

Ми = √(157,162 +614,322 ) = 634,1 Н

Определяем эквивалентное напряжение:

σэкв = √( σz 2 +3τ2 ),

где по условию пластичности Мизеса σz = Миопасн /Wос

σz = 634,1/ Wос; τ = Мкр/2Wос = 44,07/2Wос = 22,035/Wос

σэкв = √[(634,1/Wос)2 +3*(22,035/Wос)2 ] =

√[(402082,8/Wос2 )+(1456,6/Wос2 )] =

√(403539,4/Wос2 ) = 635,2/Wос ≤ [σ]

Wос = π*d3 /32 = 635,2/[σ]

d =3 √[(635,2*32)/(3,14*250*106 )] = 2,93*10-2 =29,3 мм

Исходя из предварительно принятого диаметра под подшипник 35 мм, условие прочности выполняется т.к. 35 мм > 29,3 мм

Подбор подшипников

Подшипники подбираем по более нагруженному участку (в т. В)

Суммарная реакция опоры:

RВУ = 955,95 Н; RВХ =2961,9 Н

RВ = √(955,952 +2961,92 )=3112,3 Н

Подбираем подшипник

Условное обозначение d мм D мм B мм Грузоподъёмность
С кН С0 кН
7507А1 35 72 23 70 83

Отношение

Fа / С0 = 246,7/83000 = 0,0029 – этой величине соответствует е=0,06

Отношение

Fа / RВ =246,7/3112,3=0,079 > е

Х=0,88 У=1,6

Рассчитываем эквивалентную нагрузку:

Рэ = (XVRB +УFа )*Кбт

где: V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;

Кб =1 – коэффициент безопасности

Кт =1 – температурный коэффициент

Рэ = (0,88*1*3112,3+1,6*246,7)*1*1=3133 Н


Расчётная долговечность млн. об.

L= (C/ Рэ )3 =(70000/3133)3 =11153 млн.об.

Расчётная долговечность, ч.

Lh = (L*106 )/(60*n) = (11153*106 )/(60*1455) = 127,7*103 часов

Фактическое время работы редуктора LF = 46954 часа

LF = 46954 < Lh =127700

Подшипник пригоден к эксплуатации на весь срок службы редуктора.

Предварительные размеры промежуточного вала:

Расчёт на прочность промежуточного вала:

Данные нагрузок на коническую шестерню берём из расчётов:

Ft к =2194 Н – окружная сила конического колеса

Fr к = 246,7Н – радиальная сила конического колеса

Fак =759,5 Н – осевая сила конического колеса

Ft ц =3621 Н – окружная сила цилиндрического колеса

Fr ц = 1318 Н – радиальная сила цилиндрического колеса

Fак – переводим в изгибающий момент = (759,5*56)/100 = 425,3 Н*м

Переносим силы Ft к оси вала для расчёта реакций опор в горизонтальной плоскости (по оси ОХ) Ft к = 2194 Н; Ft ц = 3621 Н силы будут противоположно направлены.

Расчёт реакций опор в вертикальной плоскости:

∑Fкz = 0: RА z - Fак = 0 => RА z = Fак = 759,5 Н

∑Ма (Fк) = 0: RВУ *(0,37+0,38+0,34)+М-Frк *0,37- Fr ц *(0,37+0,38) = 0 =>

RВУ = (Fr*0,37+ Fr ц *0,75-М)/1,09

RВУ = (246,7*0,37+1318*0,75-425,3)/1,09 = 625,34 Н

∑Fку = 0: RВУ+ RАУ - Frц- Frк = 0 => RАУ = Frц+ Frк- RВУ

RАУ = 1318+246,7-625,34 = 939,36 Н

Проверка:

∑Мв (Fк) = 0: М+Fr к *(0,38+0,34)+Fr ц *0,34-RАУ *1,09=

=425,3+246,7*0,72+1318*0,34-939,36=0


Строим эпюры изгибающих моментов:

1 участок

0≤Z1 ≤0,37

∑Мо1 (Fк) = 0: Ми- RАУ *Z1 =0 => Ми = RАУ * Z1

При Z1 = 0 Ми =0

При Z1 = 0,48 Ми = 939,3*0,37 = 450,86 Н

2 участок

0≤Z2 ≤0,38

∑Мо2(Fк)=0: Ми+М-RАУ *(0,37*Z2 )+Frк* Z2 =0 =>Ми=-М+RАУ *(0,37*Z2 )--Frк* Z2

При Z2 = 0 Ми =-425,3+450,86=25,56

При Z2 = 0,28 Ми =-425,3+939,3+0,75-246,7*0,38=212,6Н

3 участок

0≤Z3 ≤0,34

∑Мо3 (Fк) = 0: -Ми+RВУ *Z3 =0 => Ми = RВУ * Z3


При Z1 = 0 Ми =0

При Z1 = 0,34 Ми = 625,34*0,34 = 212,6 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Расчёт реакций опор в горизонтальной плоскости:

∑Ма (Fк) = 0: Ft ц *(0,37+0,38)-Ft к *0,37-RВ X *(0,37+0,38+0,34) = 0 =>

RВ X =(Ft ц *0,75-Ft к *0,37)/1,09

RВ X = (3621*0,75-2194*0,37)/1,09 = 1525,35 Н

∑Fкx = 0: RА X -RВ X – Ftк+ Ftц = 0 => RА X = Ftк – Ftц+RВ X

RА X = 2194-3621+1525,35 = 98,35 Н

Проверка: ∑Мв (Fк) = 0: -RА X *1,09+ Ftк*0,72- Ftц*0,34=

=98,35*1,09+2194*0,72-3621*0,34=0

Строим эпюры изгибающих моментов:

1 участок

0≤Z4 ≤0,37

∑Мо4 (Fк) = 0: Ми- RА X *Z4 =0 => Ми = RА X * Z4

При Z4 = 0 Ми =0

При Z4 = 0,37 Ми = 98,35*0,37 = 47,2 Н

2 участок


0≤Z5 ≤0,38

∑Мо5 (Fк) = 0: Ми- RА X *(0,37+Z5)+Ftк* Z5 =0 => Ми = RА X *(0,37+Z5)-

Ftк* Z5

При Z5 = 0 Ми = 0

При Z5 = 0,38 Ми = 98,35*0,75-2194*0,38 = -518,6 Н

3 участок

0≤Z6 ≤0,34

∑Мо6 (Fк) = 0: -Ми- RВ X *Z6 =0 => Ми =- RВ X * Z6

При Z6 = 0 Ми =0

При Z6 = 0,34 Ми = -1525,35*0,34 = -518,6 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем нагрузку в опасном сечении:

Ми1 = √(450,862 +47,22 ) = 453 Н

Ми2 = √(212,62 +518,62 ) = 560,5 Н

Опасное сечение во второй точке.

Определяем эквивалентное напряжение:

σэкв = √( σz 2 +3τ2 ), где по условию пластичности Мизеса σz = Миопасн /Wос

σz = 560,5/ Wос; τ = Мкр/2Wос = 126,76/2Wос = 63,38/Wос

σэкв = √[(560,5/Wос)2 +3*(63,38/Wос)2 ] = 571/Wос ≤ [σ]

Wос = π*d3 /32 = 571/[σ]

d =3 √[(571*32)/(3,14*250*106 )] = 2,85*10-2 =28,5 мм

Исходя из предварительно принятого диаметра под подшипник 35 мм, условие прочности выполняется т.к. 35 мм > 28,5 мм

Подбор подшипников

Подшипники подбираем по более нагруженному участку

Определяем наиболее нагруженную опору

RА = √(939,392 +98,352 )=944,5 Н

RВ = √(625,342 +1525,352 )=1648,5 Н

Опора В наиболее нагружена.

Подбираем подшипник

Условное обозначение d мм D мм B мм Грузоподъёмность
С кН С0 кН
7507А1 35 72 23 70 83

Отношение

Fа / С0 = 759,5/83000 = 0,0091 – этой величине соответствует е=0,1

Отношение Fа / RВ =759,5/1648,5=0,46 > е

Х=0,88 У=1,6

Рассчитываем эквивалентную нагрузку:

Рэ = (XVRB +УFа )*Кбт

где: V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;

Кб =1 – коэффициент безопасности

Кт =1 – температурный коэффициент

Рэ = (0,88*1*1648,5+1,6*759,5)*1*1=2666 Н

Расчётная долговечность млн. об.

L= (C/ Рэ )3 =(70000/2666)3 =18101 млн.об.

Расчётная долговечность, ч.

Lh = (L*106 )/(60*n) = (18101*106 )/(60*462) = 625,99*103 часов

Фактическое время работы редуктора LF = 46954 часа

LF = 46954 < Lh =625990

Подшипник пригоден к эксплуатации на весь срок службы редуктора.

Предварительные размеры ведомого вала:

Расчёт на прочность ведомого вала:

Данные нагрузок на коническую шестерню берём из расчётов:

Ft =3621 Н – окружная сила

Fr = 1318 Н – радиальная сила

Переносим Ft к оси вала для расчёта реакции опор в горизонтальной плоскости (по оси ОХ) Ft = 3621 Н

Расчёт реакций опор в вертикальной плоскости:

∑Ма (Fк) = 0: RВУ *(0,51+0,58)-Fr*0,51 = 0 => RВУ = (Fr*0,51)/1,09

RВУ = (1318*0,51)/1,09 = 616,68 Н

∑Fку = 0: RВУ+ RАУ - Fr = 0 => RАУ = -RВУ+ Fr

RАУ = -616,68+1318 = 701,32 Н

Проверка:∑Мв(Fк)= 0: -RАУ *(0,51+0,58)+Fr*0,58=-

701,32*1,09+1318*0,58=0

Строим эпюры изгибающих моментов:


1 участок

0≤Z1 ≤0,51

∑Мо1 (Fк) = 0: Ми- RАУ *Z1 =0 => Ми = RАУ * Z1

При Z1 = 0 Ми =0

При Z1 = 0,51 Ми = 701,32*0,51 = 357,6 Н

2 участок

0≤Z2 ≤0,58

∑Мо2 (Fк) = 0: -Ми+ RВУ * Z2 =0 => Ми = RВУ * Z2

При Z2 = 0 Ми = 0

При Z2 = 0,58 Ми = 616,58*0,58 = 357,6 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Расчёт реакций опор в горизонтальной плоскости:

∑Ма (Fк) = 0: RВ X *(0,51+0,58)-Ft*0,51 = 0 => RВ X = (Ft*0,51)/1,09

RВ X = (3621*0,51)/1,09 = 1694,2 Н

∑Fкx = 0: RВ X + RА X - Ft = 0 => RА X = -RВ X +Ft

RА X = 3621-1694,2 = 1926,8 Н


Проверка:

∑Мв (Fк) = 0:

-RА X *(0,58+0,51)+ Ft*0,58= 1926,8*1,09+3621*0,58=0

Строим эпюры изгибающих моментов:

1 участок

0≤Z3 ≤0,51

∑Мо3 (Fк) = 0:Ми-RА X *Z3 =0 => Ми = RА X * Z3

При Z3 = 0 Ми =0

При Z3 = 0,51 Ми = 1926,8*0,51 = 982,6 Н

2 участок

0≤Z4 ≤0,58

∑Мо4 (Fк) = 0: -Ми+ RВ X * Z4 =0 => Ми = RВ X * Z4

При Z4 = 0 Ми = 0

При Z4 = 0,58 Ми = 1694,2*0,58 = 982,6 Н

По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Определяем нагрузку в опасном сечении:

Ми = √(357,62 +982,62 ) = 1045,6 Н

Определяем эквивалентное напряжение:

σэкв = √( σz 2 +3τ2 ), где по условию пластичности Мизеса σz = Миопасн /Wос

σz = 1045,6/ Wос; τ = Мкр/2Wос = 560/2Wос = 280/Wос

σэкв = √[(1045,6/Wос)2 +3*(280/Wос)2 ] = 1152,6/Wос ≤ [σ]

Wос = π*d3 /32 = 1152,6/[σ]

d =3 √[(1152,6*32)/(3,14*250*106 )] = 3,62*10-2 =36,2 мм

Исходя из предварительно принятого диаметра под подшипник 60 мм, условие прочности выполняется т.к. 60 мм > 36,2 мм

Подбор подшипников

Подшипники подбираем по более нагруженному участку

Определяем наиболее нагруженную опору

RА = √(701,322 +1926,82 )=2050,5 Н

RВ = √(616,682 +1694,22 )=1803 Н

Опора В наиболее нагружена.

Подбираем подшипник ГОСТ 8338

Условное обозначение d мм D мм B мм Грузоподъёмность
С кН С0 кН
60х110х25 60 110 25 137 176

Рассчитываем эквивалентную нагрузку:

Рэ = (XVRB )*Кбт

где: V = 1 – вращается внутреннее кольцо подшипника;

Кб =1 – коэффициент безопасности

Кт =1 – температурный коэффициент

Рэ = (0,8*1*2050,5)*1*1=1640,4 Н

Расчётная долговечность млн. об.

L= (C/ Рэ )3 =(70000/1640)3 =77761 млн.об.

Расчётная долговечность, ч.

Lh = (L*106 )/(60*n) = (77761*106 )/(60*95,55) = 13,56*106 часов

Фактическое время работы редуктора LF = 46954 часа

LF = 46954 < Lh =13560000

Подшипник пригоден к эксплуатации на весь срок службы редуктора.

9. Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения ведомого вала редуктора с валом барабана ленточного конвейера выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75-приложение

Произведем проверочный расчет резиновых втулок.

Расчетный момент

Тр=kpТ3,

где Тр - Расчетный момент, Н·м;

kp=1,25…1,5 – коэффициент режима работы для пластинчатого транспортера.

Т3-момент передаваемый муфтой, Н·м.

Тр=1,25·560=700 Н·м

По ГОСТ 21424-75 выбираю муфту МУВП-50 с [T]=700 Н·м; d=50 мм;

D=190 мм; dn=14 мм; Св=37

10. Выбор посадок

Посадки назначаем в соответствии с рекомендуемыми

Посадка зубчатого конического колеса на вал Н7/m6

Посадка зубчатого цилиндрического колеса на вал Н7/m6

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала m6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружное кольцо по Н7.

Посадка распорных колец, сальников на вал Н8/h8

11. Смазка редуктора

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса на ведомом валу в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение тихоходного колеса на 10 мм. Объём масляной ванны определяем из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V=0,25*6,715= 1,7 дм3 . По таблице устанавливаем вязкость масла. Для быстроходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28*106 м2 /с. Для тихоходной ступени рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 34*106 м2 /с. Средняя вязкость масла: V = (V1+V2)/2= (28*106 +34*106 )/2= 31*106 м2 /с.

По таблице принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОТС 20799-75)


Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя Т.1 М. «Машиностроения» 1980г.

2. Чернилевский Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов М. «Высшая школа» 1980г.

3. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин Н.М. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Машиностроения» 1988г.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М. «Высшая школа» 1991.

5. ГОСТ 2.104-68 ЕСКД Основные надписи.

6. ГОСТ 2. 105-95 ЕСКД Общие требования к текстовым документам.

7. ГОСТ 2. 306-68 ЕСКД Обозначение графических материалов и правила нанесения их на чертежах.

8. ГОСТ 2. 316-68 ЕСКД Правила нанесения на чертежах надписей, технических требований и таблиц.

9. Дзюба В.П. Методические указания для студентов по выполнению курсового проекта по дисциплине детали машин, Белогорск 2006.

Оценить/Добавить комментарий
Имя
Оценка
Комментарии:
Где скачать еще рефератов? Здесь: letsdoit777.blogspot.com
Евгений08:43:01 19 марта 2016

Работы, похожие на Курсовая работа: Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера

Назад
Меню
Главная
Рефераты
Благодарности
Опрос
Станете ли вы заказывать работу за деньги, если не найдете ее в Интернете?

Да, в любом случае.
Да, но только в случае крайней необходимости.
Возможно, в зависимости от цены.
Нет, напишу его сам.
Нет, забью.



Результаты(150903)
Комментарии (1842)
Copyright © 2005-2016 BestReferat.ru bestreferat@mail.ru       реклама на сайте

Рейтинг@Mail.ru