Курсова робота
"Проектування приводу технологічного обладнання"
Завдання
1. Виконати необхідні розрахунки, вибрати найкращі параметри схеми.
2. Розробити конструкторську документацію:
- Креслення загального вигляду редуктора;
- Креслення розрізу редуктора;
- Креслення корпусної деталі;
- Робочі креслення деталей: креслення тихохідного вала, креслення зубчастого колеса, креслення кришки підшипникового колеса
Малюнок SEQ Малюнок \ * ARABIC 1 - Кінематична схема привода
Введення
Об'єктом вивчення розрахунків і проектування є привід технологічного обладнання складається з двигуна, ремінної передачі і двоступінчастого циліндричного редуктора. Зубчасті редуктори подібного типу широко використовуються в приводі різних машин (транспортери, металорізальні верстати і т.д.). Розглянутий привід служить для передачі крутного моменту на виконавчий орган - транспортер.
Для проектування редуктора виконані проектні та перевірочні розрахунки зубчастих передач. Спроектовані (ремінні / ланцюгові) передачі.
На основі ескізного проектування отримані дані для розрахунків на міцність валів і підшипників кочення. Розрахунки виконані на підставі сучасних підходів з проектування зубчастих передач з використанням критерію працездатності - міцності по контактним напруженням. На основі методики розрахунку за ГОСТ ... ... .... Отримані розміри приймаються стандартними за ГОСТ ... ... ... ... ....
Конструкторська частина проекту виконана із застосуванням системи автоматизованого проектування «Компас» і «Autocad».
Пояснювальна записка складається з 25-ти сторінок, малюнків 2, список літератури 15 найменувань.
1. Вибір електродвигуна
1.1 Розрахунок необхідної потужності
Необхідна потужність електродвигуна, кВт
P 1 =
де Р вих - вихідна потужність на IV валу,
Рвих = 5кВт;
η 0 - загальний ККД приводу,
η 0 = η1 * η 2 * η 3 * η4;
тут
η 0 = 0,99 * 0,96 * 0,98 * 0,97 = 0,85
Тоді P 1 =
За необхідної потужності з табл. П. 1 [1] вибираємо асинхронний електродвигун 132S6 з найближчої більшої стандартної потужністю P е = 5,5 кВт, синхронною частотою обертання n з = 1000 хв -1 і ковзанням S = 3,3%.
Частота обертання валу електродвигуна
n 1 = n з (1 -
Загальне передавальне число привода
u o =
Передаточне число зубчастої передачі
u '=
Округлимо u 'до найближчого стандартного значення (табл. 3 [1]). Приймаються u = 3,15
1.2 Частоти обертання валів
Частоти обертання валів (індекс відповідає номеру валу на схемі приводу):
n 1 = 967 об / хв
n 2 = 483,5 об / хв
n 3 = 153,5 об / хв
n 4 = 51,2 об / хв
1.3 Потужність на валах
Потужності, що передаються валами:
P 1 = Р
P 2 = Р
P 3 = Р
P 4 = Р
1.4 Крутні моменти, що передаються валами
Крутний момент, що передаються валами, визначається за формулою
T i = 9550
Тоді T 1 = 58,3 Нм
T 2 = 110,8 Нм
T 3 = 331,6 Нм
T 4 = 955 Нм
Отримані дані заносимо в таблицю П2;
Таблиця 2
2. Розрахунок циліндричної прямозубой передачі
2.1 Вибір матеріалів
Вихідні дані:
Тип зуба - Косий. Тип передачі - нереверсивний.
Крутний момент на шестірні Т 2 = 111 Н • м
Частота обертання шестерні n 2 = 483,5 хв -1
Передаточне число u = 3,15
Режим навантаження - легкий
Коефіцієнт використання передачі:
протягом року - K р = 0,7
протягом доби - K з = 0,6
Термін служби передачі в роках - L = 8
Тривалість включення - ПВ = 20%
Для вибору матеріалу визначимо розміри характерних перерізів заготовок за формулами:
Dm = 20 *
Sm = 1.2 * (1 + U) *
Матеріали вибираємо з табл. 4 [1]
При виборі матеріалу заготовок повинні виконуватися наступні умови:
Dm = Dm1; Sm = Sm1.
Шестірня:
Матеріал - Сталь 45
Термічна обробка - Поліпшення
Твердість поверхні зуба - 269-302 HB
Колесо:
Матеріал - Сталь 45
Термічна обробка - Поліпшення
Твердість поверхні зуба - 235-262 HB
Середні значення твердості поверхні зуба і колеса:
HB1 = 0.5 * (HB1min + HB1max) = 0.5 * (269 +302) = 285.5
HB2 = 0.5 * (HB2min + HB2max) = 0.5 * (235 +262) = 248.5
2.2 Допустимі контактні напруги
де j = 1 для шестерні, j = 2 для колеса;
s H lim j - межа контактної витривалості (табл. 5 [1]),
s H lim1 = 2HB1 +70 = 641 МПа
s H lim2 = 2HB2 +70 = 567 МПа
S H j - коефіцієнт безпеки (табл. 5 [1]),
S H 1 = 1,1 S H 2 = 1,1
K HLj - Коефіцієнт довговічності;
K HLj =
тут N H 0 j - базове число циклів при дії контактних напружень (табл. 4 [1]),
N H 0 1 = 23,5 * 10
Коефіцієнт еквівалентності при дії контактних напруг визначимо за табл. 6 [1] в залежності від режиму навантаження:
Сумарний час роботи передачі в годинах
t h = 365 L 24 K г К з ПВ = 365 * 8 * 24 * 0,7 * 0,6 * 20 = 5887 год
Сумарне число циклів навантаження
N S j = 60 n j c t h, N S2 =
де с - число зачеплень колеса за один оборот, з = 1;
n j - Частота обертання j-го колеса, n 2 = 483,5 хв -1
N S1 =
Еквівалентне число циклів контактних напружень, N HE j =
N HE 1 = 0,21
Коефіцієнти довговічності
K HL 1 = 1,02 K HL 2 = 1,16
Допустимі контактні напруження для шестерні і колеса
s HP 1 =
Для прямозубих передач s HP = s HP 2, для косозубих і шевронних передач
s HP = 0.45 (s HP 1 + s HP 2) = 0,45 * (594,38 +597,93) = 536,54 МПа
s HP I = 1.23 * s HP1 = 731.1 МПа
Допустимі контактні напруги передачі:
s HP = 536.54 Мпа
2.3 Допустимі напруги вигину
де s F lim j - межа витривалості зубів при згині (табл. 7 [1]), s F limi = 1.75 * HB i
s F lim 1 = 499,6 МПа s F lim 2 = 434,9 Мпа
S Fj - коефіцієнт безпеки при вигині (табл. 7 [1]), S F 1 = 1,7, S F 2 = 1,7;
K FCj - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження, (табл. 7 [1]) K FC 1 = 0,65, K FC 2 = 0,65
K FLj - коефіцієнт довговічності при згині:
K FL j =
тут q j - показники ступеня кривої втоми: q 1 = 6, q 2 = 6 (табл. 6 [1]);
N F 0 - базове число циклів при згині; N F 0 = 4 • 10 6.
N FEj - еквівалентне число циклів напружень при згині; N FE j =
Коефіцієнт еквівалентності при дії напружень вигину визначається за табл. 6 [1] в залежності від режиму навантаження і способу термообробки:
N FE 1 =
K FL 1 =
Допустимі напруги вигину:
2.4 Геометричні параметри передачі
Міжосьова відстань визначаємо з умови контактної міцності:
де
K Н - коефіцієнт контактної навантаження, попередньо приймемо K Н = 1.2.
Коефіцієнт ширини зубчастого вінця
Розрахункове міжосьова відстань
Округлимо
Модуль виберемо з діапазону (для непрямозубих передач стандартизований нормальний модуль m n)
m n =
Округлимо m n до стандартного значення (табл. 1 [1]): m n = 2
Сумарне число зубів:
Z
де
Z
Значення Z
Уточнимо для косозубих і шевронних передач ділильний кут нахилу зуба:
Кількість зубів шестірні:
Z 1 =
Округлимо до найближчого значення Z 1 = 30
Кількість зубів колеса:
Z 2 = Z
Фактичне передавальне число:
u ф =
Значення u ф не повинне відрізнятися від номінального більш ніж на 2.5% при u
Оскільки Z 1> 17 приймемо коефіцієнти зміщення: x 1 = 0, x 2 = 0
Шірінa вінця колеса:
b w 2 =
Округлимо b w 2 до найближчого числа з ряду на с. 10 [1].
Ширину вінця шестерні b w 1 приймемо на 3 мм більше ніж b w 2:
b w 1 = 50 +3 = 53
Визначимо діаметри кіл зубчастих коліс, беручи надалі для непрямозубих коліс m = M n.
Діаметри ділильних кіл прямозубих коліс d j = MZ j,
те ж, для косозубих коліс
d 1 =
Діаметри кіл вершин при x
d a 1 =
Діаметри кіл западин d fj = D j - 2 m (1.25 - x j):
d f 1 =
Обчислимо окружну швидкість в зачепленні
V =
Ступінь точності передачі вибираємо з табл. 8 [1] в залежності від окружної швидкості в зачепленні: n ст = 8
2.5 Перевірочні розрахунки передачі
2.5.1 Перевірка міцності на витривалість по контактним напруженням
Умова контактної міцності передачі має вигляд
Контактні напруги рівні
де Z
K Н - коефіцієнт контактної навантаження,
K Н = K H α K H β K Н V.
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами
K H α = 1 + A (n ст - 5) K w = 1 +0,15 (8-5) * 0,228 = 1,103
де А = 0.06 для прямозубих і А = 0.15 для косозубих і шевронних передач;
K w - коефіцієнт, що враховує приработку зубів.
K w = 0.002 НВ 2 + 0.036 (V - 9) =
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині колеса
K H β = 1 + (K
де K
K
Динамічний коефіцієнт визначимо за табл. 10 [1]
K Н V = 1,06
Остаточно отримаємо
K H =
Розрахункові контактні напруги
Допускається перевантаження по контактним напруженням не більше 5%, рекомендована недовантаження до 15%. Розрахунок перевантаження або недовантаження виконаємо за формулою
2.5.2 Перевірка на міцність по напруженням вигину
Умови згинальної міцності передачі мають вигляд s Fj
Напруга вигину в зубах шестерні
де Y Fj - коефіцієнти форми зуба;
K F - Коефіцієнт навантаження при згині;
Y b - коефіцієнт, що враховує вплив кута нахилу зуба на його міцність: Y е = коефіцієнт, що враховує перекриття зубів.
Напруга вигину в зубах колеса
Коефіцієнти форми зуба
Y Fj = 3.47 +
де Z Vj - еквівалентне число зубів, для непрямозубих передач Z Vj =
Z V 1 =
Y Fj = 3.47 +
Коефіцієнт, що враховує вплив кута нахилу зуба на його міцність:
Y b =
Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів:
де
Коефіцієнт навантаження при згині
K F = K F α K F β K FV =
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами
K F α = 1 +0,15 (n c т -5) = 1-0,15 (8-5) = 1,45
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині колеса
K F β = 0.18 + 0.82 K
Динамічний коефіцієнт при НВ 2 <350
K FV = 1 + 1.5 (K HV - 1) =
Напруження згину
s F 1 =
s F 2 =
Допускається перевантаження по напруженням вигину не більше 5%, недовантаження не регламентується.
Умови згинальної міцності передачі виконуються, оскільки s F 1
2.6 Сили в циліндричній косозубой передачі.
Окружна сила F t =
Розпірна сила F r = F t
Осьова сила F а = F t * tg
3. Розрахунок валів
3.1 Проектний розрахунок і конструювання швидкохідного валу.
Розрахунок виконується на кручення за зниженими допускаються напруженням [
d =
де Т - крутний момент у небезпечному перерізі вала, T = 332 Н × м
Отримане значення округлимо до найближчого числа з ряду на с. 5 [2]: d = 45,
Довжина маточини буде дорівнює:
Діаметр ступиці визначимо за формулою:
Тоді відстань від середини ширини зубчастого колеса до середини ширини підшипника буде:
А = 12 +5 +10 +27 = 54 мм
1. Визначення опорних реакцій
Площина ZOX
Приймемо що
Площина XOY
R a y = F t - R у y = 3639-1819.5 = 1819.5Н = 1,819 кН
2. Визначення радіальних опорних реакцій:
R а =
R В =
4. Розрахунки підшипників кочення
4. Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу. Шарикопідшипники радіальні однорядні легкої серії
Вихідні дані
Розрахунок підшипника виконуємо для найбільш навантаженої опори.
Підшипник № 46308
Розміри підшипника: d = 40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм
Динамічна вантажопідйомність C = 50,8 кН
Статична вантажопідйомність C 0 = 30,1 кН
Радіальне навантаження на підшипник F r = 1,346 кН
Осьова навантаження на підшипник F a = 0,659 кН
Частота обертання кільця підшипника n = 332 хв -1
Радіальні опорні реакції R a = 1.82 кН; R в = 2,21 кН.
Розрахунок підшипників на довговічність
1. Еквівалентна динамічне навантаження
P = K б K Т (XVF r + YF a),
де X - коефіцієнт радіального навантаження;
Y - коефіцієнт осьового навантаження;
K б - коефіцієнт безпеки (табл. 9 [2]); K б = 1,5
K Т - температурний коефіцієнт, K Т = 1 при температурі підшипникового вузла T <105
V - коефіцієнт обертання, V = 1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника.
2. Параметри осьового навантаження.
Для шарикопідшипників радіальних однорядних параметр осьового навантаження e визначають за формулою з табл. 2,6 [2]
e а = 0.574
e B = 0.574
3. Осьові складові від радіальних навантажень.
При навантаженні кулькового радіально-упорного підшипника радіальної навантаженням R a, R в виникають осьові складові:
4. Зовнішні осьові сили, що діють на підшипники.
Умова рівноваги вала під дією прикладених до нього осьових сил запишемо у вигляді
Оскільки для даної схеми навантажування виконується нерівність
"Проектування приводу технологічного обладнання"
Завдання
1. Виконати необхідні розрахунки, вибрати найкращі параметри схеми.
2. Розробити конструкторську документацію:
- Креслення загального вигляду редуктора;
- Креслення розрізу редуктора;
- Креслення корпусної деталі;
- Робочі креслення деталей: креслення тихохідного вала, креслення зубчастого колеса, креслення кришки підшипникового колеса
| Тип ремінної передачі | Частота обертання веденого вала | Тип ремінної передачі | Тип ланцюга | Режими роботи | Ревер- сивність | Продовж- ність включень% | Термін Служби в роках | Коефіцієнт використання приводу | |
| 5 | 55 | плоско ремінна | ПР | Легкий | Н / Р | 20 | 8 | Протягом року | Протягом доби |
| 0,7 | 0,6 | ||||||||
Малюнок SEQ Малюнок \ * ARABIC 1 - Кінематична схема привода
Введення
Об'єктом вивчення розрахунків і проектування є привід технологічного обладнання складається з двигуна, ремінної передачі і двоступінчастого циліндричного редуктора. Зубчасті редуктори подібного типу широко використовуються в приводі різних машин (транспортери, металорізальні верстати і т.д.). Розглянутий привід служить для передачі крутного моменту на виконавчий орган - транспортер.
Для проектування редуктора виконані проектні та перевірочні розрахунки зубчастих передач. Спроектовані (ремінні / ланцюгові) передачі.
На основі ескізного проектування отримані дані для розрахунків на міцність валів і підшипників кочення. Розрахунки виконані на підставі сучасних підходів з проектування зубчастих передач з використанням критерію працездатності - міцності по контактним напруженням. На основі методики розрахунку за ГОСТ ... ... .... Отримані розміри приймаються стандартними за ГОСТ ... ... ... ... ....
Конструкторська частина проекту виконана із застосуванням системи автоматизованого проектування «Компас» і «Autocad».
Пояснювальна записка складається з 25-ти сторінок, малюнків 2, список літератури 15 найменувань.
1. Вибір електродвигуна
1.1 Розрахунок необхідної потужності
Необхідна потужність електродвигуна, кВт
P 1 =
де Р вих - вихідна потужність на IV валу,
Рвих = 5кВт;
η 0 - загальний ККД приводу,
η 0 = η1 * η 2 * η 3 * η4;
тут
η 0 = 0,99 * 0,96 * 0,98 * 0,97 = 0,85
Тоді P 1 =
За необхідної потужності з табл. П. 1 [1] вибираємо асинхронний електродвигун 132S6 з найближчої більшої стандартної потужністю P е = 5,5 кВт, синхронною частотою обертання n з = 1000 хв -1 і ковзанням S = 3,3%.
Частота обертання валу електродвигуна
n 1 = n з (1 -
Загальне передавальне число привода
u o =
Передаточне число зубчастої передачі
u '=
Округлимо u 'до найближчого стандартного значення (табл. 3 [1]). Приймаються u = 3,15
1.2 Частоти обертання валів
Частоти обертання валів (індекс відповідає номеру валу на схемі приводу):
n 1 = 967 об / хв
n 2 = 483,5 об / хв
n 3 = 153,5 об / хв
n 4 = 51,2 об / хв
1.3 Потужність на валах
Потужності, що передаються валами:
P 1 = Р
P 2 = Р
P 3 = Р
P 4 = Р
1.4 Крутні моменти, що передаються валами
Крутний момент, що передаються валами, визначається за формулою
T i = 9550
Тоді T 1 = 58,3 Нм
T 2 = 110,8 Нм
T 3 = 331,6 Нм
T 4 = 955 Нм
Отримані дані заносимо в таблицю П2;
Таблиця 2
| № вала | Ni об / хв | Pi кВт | Ti Нм |
| 1 | 967 | 5.9 | 58 |
| 2 | 483.5 | 5.61 | 111 |
| 3 | 153.5 | 5.33 | 332 |
| 4 | 51.2 | 5.12 | 955 |
2. Розрахунок циліндричної прямозубой передачі
2.1 Вибір матеріалів
Вихідні дані:
Тип зуба - Косий. Тип передачі - нереверсивний.
Крутний момент на шестірні Т 2 = 111 Н • м
Частота обертання шестерні n 2 = 483,5 хв -1
Передаточне число u = 3,15
Режим навантаження - легкий
Коефіцієнт використання передачі:
протягом року - K р = 0,7
протягом доби - K з = 0,6
Термін служби передачі в роках - L = 8
Тривалість включення - ПВ = 20%
Для вибору матеріалу визначимо розміри характерних перерізів заготовок за формулами:
Dm = 20 *
Sm = 1.2 * (1 + U) *
Матеріали вибираємо з табл. 4 [1]
При виборі матеріалу заготовок повинні виконуватися наступні умови:
Dm = Dm1; Sm = Sm1.
Шестірня:
Матеріал - Сталь 45
Термічна обробка - Поліпшення
Твердість поверхні зуба - 269-302 HB
Колесо:
Матеріал - Сталь 45
Термічна обробка - Поліпшення
Твердість поверхні зуба - 235-262 HB
Середні значення твердості поверхні зуба і колеса:
HB1 = 0.5 * (HB1min + HB1max) = 0.5 * (269 +302) = 285.5
HB2 = 0.5 * (HB2min + HB2max) = 0.5 * (235 +262) = 248.5
2.2 Допустимі контактні напруги
де j = 1 для шестерні, j = 2 для колеса;
s H lim j - межа контактної витривалості (табл. 5 [1]),
s H lim1 = 2HB1 +70 = 641 МПа
s H lim2 = 2HB2 +70 = 567 МПа
S H j - коефіцієнт безпеки (табл. 5 [1]),
S H 1 = 1,1 S H 2 = 1,1
K HLj - Коефіцієнт довговічності;
K HLj =
тут N H 0 j - базове число циклів при дії контактних напружень (табл. 4 [1]),
N H 0 1 = 23,5 * 10
Коефіцієнт еквівалентності при дії контактних напруг визначимо за табл. 6 [1] в залежності від режиму навантаження:
Сумарний час роботи передачі в годинах
t h = 365 L 24 K г К з ПВ = 365 * 8 * 24 * 0,7 * 0,6 * 20 = 5887 год
Сумарне число циклів навантаження
N S j = 60 n j c t h, N S2 =
де с - число зачеплень колеса за один оборот, з = 1;
n j - Частота обертання j-го колеса, n 2 = 483,5 хв -1
N S1 =
Еквівалентне число циклів контактних напружень, N HE j =
N HE 1 = 0,21
Коефіцієнти довговічності
K HL 1 = 1,02 K HL 2 = 1,16
Допустимі контактні напруження для шестерні і колеса
s HP 1 =
Для прямозубих передач s HP = s HP 2, для косозубих і шевронних передач
s HP = 0.45 (s HP 1 + s HP 2) = 0,45 * (594,38 +597,93) = 536,54 МПа
s HP I = 1.23 * s HP1 = 731.1 МПа
Допустимі контактні напруги передачі:
s HP = 536.54 Мпа
2.3 Допустимі напруги вигину
де s F lim j - межа витривалості зубів при згині (табл. 7 [1]), s F limi = 1.75 * HB i
s F lim 1 = 499,6 МПа s F lim 2 = 434,9 Мпа
S Fj - коефіцієнт безпеки при вигині (табл. 7 [1]), S F 1 = 1,7, S F 2 = 1,7;
K FCj - коефіцієнт, що враховує вплив двостороннього програми навантаження, (табл. 7 [1]) K FC 1 = 0,65, K FC 2 = 0,65
K FLj - коефіцієнт довговічності при згині:
K FL j =
тут q j - показники ступеня кривої втоми: q 1 = 6, q 2 = 6 (табл. 6 [1]);
N F 0 - базове число циклів при згині; N F 0 = 4 • 10 6.
N FEj - еквівалентне число циклів напружень при згині; N FE j =
Коефіцієнт еквівалентності при дії напружень вигину визначається за табл. 6 [1] в залежності від режиму навантаження і способу термообробки:
N FE 1 =
K FL 1 =
Допустимі напруги вигину:
2.4 Геометричні параметри передачі
Міжосьова відстань визначаємо з умови контактної міцності:
де
K Н - коефіцієнт контактної навантаження, попередньо приймемо K Н = 1.2.
Коефіцієнт ширини зубчастого вінця
Розрахункове міжосьова відстань
Округлимо
Модуль виберемо з діапазону (для непрямозубих передач стандартизований нормальний модуль m n)
m n =
Округлимо m n до стандартного значення (табл. 1 [1]): m n = 2
Сумарне число зубів:
Z
де
Z
Значення Z
Уточнимо для косозубих і шевронних передач ділильний кут нахилу зуба:
Кількість зубів шестірні:
Z 1 =
Округлимо до найближчого значення Z 1 = 30
Кількість зубів колеса:
Z 2 = Z
Фактичне передавальне число:
u ф =
Значення u ф не повинне відрізнятися від номінального більш ніж на 2.5% при u
Оскільки Z 1> 17 приймемо коефіцієнти зміщення: x 1 = 0, x 2 = 0
Шірінa вінця колеса:
b w 2 =
Округлимо b w 2 до найближчого числа з ряду на с. 10 [1].
Ширину вінця шестерні b w 1 приймемо на 3 мм більше ніж b w 2:
b w 1 = 50 +3 = 53
Визначимо діаметри кіл зубчастих коліс, беручи надалі для непрямозубих коліс m = M n.
Діаметри ділильних кіл прямозубих коліс d j = MZ j,
те ж, для косозубих коліс
d 1 =
Діаметри кіл вершин при x
d a 1 =
Діаметри кіл западин d fj = D j - 2 m (1.25 - x j):
d f 1 =
Обчислимо окружну швидкість в зачепленні
V =
Ступінь точності передачі вибираємо з табл. 8 [1] в залежності від окружної швидкості в зачепленні: n ст = 8
2.5 Перевірочні розрахунки передачі
2.5.1 Перевірка міцності на витривалість по контактним напруженням
Умова контактної міцності передачі має вигляд
Контактні напруги рівні
де Z
K Н - коефіцієнт контактної навантаження,
K Н = K H α K H β K Н V.
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами
K H α = 1 + A (n ст - 5) K w = 1 +0,15 (8-5) * 0,228 = 1,103
де А = 0.06 для прямозубих і А = 0.15 для косозубих і шевронних передач;
K w - коефіцієнт, що враховує приработку зубів.
K w = 0.002 НВ 2 + 0.036 (V - 9) =
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині колеса
K H β = 1 + (K
де K
K
Динамічний коефіцієнт визначимо за табл. 10 [1]
K Н V = 1,06
Остаточно отримаємо
K H =
Розрахункові контактні напруги
Допускається перевантаження по контактним напруженням не більше 5%, рекомендована недовантаження до 15%. Розрахунок перевантаження або недовантаження виконаємо за формулою
2.5.2 Перевірка на міцність по напруженням вигину
Умови згинальної міцності передачі мають вигляд s Fj
Напруга вигину в зубах шестерні
де Y Fj - коефіцієнти форми зуба;
K F - Коефіцієнт навантаження при згині;
Y b - коефіцієнт, що враховує вплив кута нахилу зуба на його міцність: Y е = коефіцієнт, що враховує перекриття зубів.
Напруга вигину в зубах колеса
Коефіцієнти форми зуба
Y Fj = 3.47 +
де Z Vj - еквівалентне число зубів, для непрямозубих передач Z Vj =
Z V 1 =
Y Fj = 3.47 +
Коефіцієнт, що враховує вплив кута нахилу зуба на його міцність:
Y b =
Коефіцієнт, що враховує перекриття зубів:
де
Коефіцієнт навантаження при згині
K F = K F α K F β K FV =
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубами
K F α = 1 +0,15 (n c т -5) = 1-0,15 (8-5) = 1,45
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині колеса
K F β = 0.18 + 0.82 K
Динамічний коефіцієнт при НВ 2 <350
K FV = 1 + 1.5 (K HV - 1) =
Напруження згину
s F 1 =
s F 2 =
Допускається перевантаження по напруженням вигину не більше 5%, недовантаження не регламентується.
Умови згинальної міцності передачі виконуються, оскільки s F 1
2.6 Сили в циліндричній косозубой передачі.
Окружна сила F t =
Розпірна сила F r = F t
Осьова сила F а = F t * tg
3. Розрахунок валів
3.1 Проектний розрахунок і конструювання швидкохідного валу.
Розрахунок виконується на кручення за зниженими допускаються напруженням [
d =
де Т - крутний момент у небезпечному перерізі вала, T = 332 Н × м
Отримане значення округлимо до найближчого числа з ряду на с. 5 [2]: d = 45,
Довжина маточини буде дорівнює:
Діаметр ступиці визначимо за формулою:
Тоді відстань від середини ширини зубчастого колеса до середини ширини підшипника буде:
А = 12 +5 +10 +27 = 54 мм
1. Визначення опорних реакцій
Площина ZOX
Приймемо що
Площина XOY
R a y = F t - R у y = 3639-1819.5 = 1819.5Н = 1,819 кН
2. Визначення радіальних опорних реакцій:
R а =
R В =
4. Розрахунки підшипників кочення
4. Розрахунок підшипників кочення тихохідного валу. Шарикопідшипники радіальні однорядні легкої серії
Вихідні дані
Розрахунок підшипника виконуємо для найбільш навантаженої опори.
Підшипник № 46308
Розміри підшипника: d = 40 мм, D = 90 мм, B = 23 мм
Динамічна вантажопідйомність C = 50,8 кН
Статична вантажопідйомність C 0 = 30,1 кН
Радіальне навантаження на підшипник F r = 1,346 кН
Осьова навантаження на підшипник F a = 0,659 кН
Частота обертання кільця підшипника n = 332 хв -1
Радіальні опорні реакції R a = 1.82 кН; R в = 2,21 кН.
Розрахунок підшипників на довговічність
1. Еквівалентна динамічне навантаження
P = K б K Т (XVF r + YF a),
де X - коефіцієнт радіального навантаження;
Y - коефіцієнт осьового навантаження;
K б - коефіцієнт безпеки (табл. 9 [2]); K б = 1,5
K Т - температурний коефіцієнт, K Т = 1 при температурі підшипникового вузла T <105
V - коефіцієнт обертання, V = 1 при обертанні внутрішнього кільця підшипника.
2. Параметри осьового навантаження.
Для шарикопідшипників радіальних однорядних параметр осьового навантаження e визначають за формулою з табл. 2,6 [2]
e а = 0.574
e B = 0.574
3. Осьові складові від радіальних навантажень.
При навантаженні кулькового радіально-упорного підшипника радіальної навантаженням R a, R в виникають осьові складові:
4. Зовнішні осьові сили, що діють на підшипники.
Умова рівноваги вала під дією прикладених до нього осьових сил запишемо у вигляді
Оскільки для даної схеми навантажування виконується нерівність
то зовнішні осьові сили, що діють на підшипники, визначаються за формулами
5. Коефіцієнт навантаження
Якщо
Остаточно отримаємо
X = 0.45 Y =
Тоді еквівалентна динамічна навантаження
P =
Довговічність підшипника при максимальному навантаженні, год:
L h =
де m = 3 показник ступеня кривої втоми для шарикопідшипників.
Якщо задано типовий режим навантаження, то еквівалентна довговічність підшипника
L E =
де
Для підшипників зубчастих редукторів повинно виконуватися умова L E
5. Розрахунок вала на втомну міцність
5.1 Моменти і сили в небезпечному перерізі
2. Сумарний згинальний момент
M =
де M Z - згинальний момент у горизонтальній площині, M Z = 67.7 Н × м; M Y - Згинальний момент у вертикальній площині M Y = 98.2 Н × м.
Осьова сила F a = 0.659кН
2. Геометричні характеристики небезпечногоперетину
Значення площі поперечного перерізу A, осьового
Для суцільного круглого валу
A =
Для перетину з одним шпонковим пазом:
A =
де b - ширина; t 1 - глибина шпоночно паза на валу (табл. 8 [2]),
b = 14 мм t 1 = 5,5 мм
A =
4. Сумарний коефіцієнт запасу міцності
Визначаємо за формулою (2) [2]:
S =
де
Умова міцності вала має вигляд
S
де [S] - допустимий коефіцієнт запасу міцності.
Рекомендоване значення [S] = 2 ... 2.5.
Значення
де
Значення
Межі витривалості матеріалу при симетричному циклі згину та кручення визначаються за наступними формулами:
для вуглецевих сталей
При обчисленні амплітуд і середніх напруг циклу приймають, що напруги вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні по найбільш несприятливого отнулевому циклу. У цьому випадку
5. Коефіцієнти
Для посадки з натягом
де
K F - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, визначається за табл. 5,5 [2] в залежності від
K V - коефіцієнт впливу зміцнення.
При відсутності зміцнення поверхні розраховується ділянки вала беруть K V = 1.
У результаті розрахунку отримали:
Тоді загальний коефіцієнт запасу міцності буде дорівнює:
S =
6. Шпонкових з'єднань
Довжину шпонки призначають із стандартного ряду, приймаючи її на 5 ... 10 мм менше довжини маточини. Розміри шпонки в поперечному перерізі, а також розміри шпонкових пазів на валу і маточини визначаються діаметром валу по (табл. 1,8 [2])
Вихідні дані
Діаметр валу d в = 45 мм
Ширина шпонки b = 14 мм
Висота шпонки h = 9 мм
Глибина паза на валу t 1 = 5,5 мм
На маточині t = 3,8 мм
Крутний момент T 3 = 332 Нм
1. Розрахунок призматичних шпонок виконується як перевірочний на зминання за формулою
Де Т 3 - крутний момент на ділянці вала з шпонковим пазом, Нм
h - висота шпонки; t 1 - глибина паза на валу; l р - робоча довжина шпонки;
[
l р = l - b = 31 мм
де l - довжина шпонки; b - ширина шпонки.
Тоді
Для сталевих маточин при нереверсивні приводі
Висновок
У конструкторської частини проекту розрахована двоступенева зубчаста передача з міжосьовим відстанню першої (швидкохідної) ступені 180 мм, передавальним числом першої ступені 5,6, міжосьовим відстанню другий (тихохідної) ступені 225 мм, передавальним числом другого ступеня 3,55.
Розрахунки передач, валів задовольняють умовам міцності, чим підтверджується працездатність конструкції.
У проектній частини виконані креслення загального вигляду редуктора, робочі креслення тихохідного вала, колеса і корпусної деталі. Для складального креслення складена специфікація.
Даний проект є навчальним. Отримані знання з розрахунку проектування будуть використані при вивченні спец дисциплін та виконанні випускної кваліфікаційної роботи.
Список літератури
1 Курсове проектування деталей машин / Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкович Г.М., Козинцев В.П. - 3-е вид., Стереотипне. Передрук з видання 1987 р. - М.: ТОВ ТІД «Альянс», 2005. - 416 с.
2 Баранов Г.Л. Розрахунок деталей машин. Єкатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПІ, 2005. - 172 с.
3 Березовський. Деталі машин.
4 Ейдінов М.С. Конспект лекцій з деталей машин
5 Іванов. Деталі машин
5. Коефіцієнт навантаження
Якщо
Остаточно отримаємо
X = 0.45 Y =
Тоді еквівалентна динамічна навантаження
P =
Довговічність підшипника при максимальному навантаженні, год:
L h =
де m = 3 показник ступеня кривої втоми для шарикопідшипників.
Якщо задано типовий режим навантаження, то еквівалентна довговічність підшипника
L E =
де
Для підшипників зубчастих редукторів повинно виконуватися умова L E
5. Розрахунок вала на втомну міцність
5.1 Моменти і сили в небезпечному перерізі
2. Сумарний згинальний момент
M =
де M Z - згинальний момент у горизонтальній площині, M Z = 67.7 Н × м; M Y - Згинальний момент у вертикальній площині M Y = 98.2 Н × м.
Осьова сила F a = 0.659кН
2. Геометричні характеристики небезпечногоперетину
Значення площі поперечного перерізу A, осьового
Для суцільного круглого валу
A =
Для перетину з одним шпонковим пазом:
A =
де b - ширина; t 1 - глибина шпоночно паза на валу (табл. 8 [2]),
b = 14 мм t 1 = 5,5 мм
A =
4. Сумарний коефіцієнт запасу міцності
Визначаємо за формулою (2) [2]:
S =
де
Умова міцності вала має вигляд
S
де [S] - допустимий коефіцієнт запасу міцності.
Рекомендоване значення [S] = 2 ... 2.5.
Значення
де
Значення
Межі витривалості матеріалу при симетричному циклі згину та кручення визначаються за наступними формулами:
для вуглецевих сталей
При обчисленні амплітуд і середніх напруг циклу приймають, що напруги вигину змінюються по симетричному циклу, а дотичні по найбільш несприятливого отнулевому циклу. У цьому випадку
5. Коефіцієнти
Для посадки з натягом
де
K F - коефіцієнт впливу шорсткості поверхні, визначається за табл. 5,5 [2] в залежності від
K V - коефіцієнт впливу зміцнення.
При відсутності зміцнення поверхні розраховується ділянки вала беруть K V = 1.
У результаті розрахунку отримали:
Тоді загальний коефіцієнт запасу міцності буде дорівнює:
S =
6. Шпонкових з'єднань
Довжину шпонки призначають із стандартного ряду, приймаючи її на 5 ... 10 мм менше довжини маточини. Розміри шпонки в поперечному перерізі, а також розміри шпонкових пазів на валу і маточини визначаються діаметром валу по (табл. 1,8 [2])
Вихідні дані
Діаметр валу d в = 45 мм
Ширина шпонки b = 14 мм
Висота шпонки h = 9 мм
Глибина паза на валу t 1 = 5,5 мм
На маточині t = 3,8 мм
Крутний момент T 3 = 332 Нм
1. Розрахунок призматичних шпонок виконується як перевірочний на зминання за формулою
Де Т 3 - крутний момент на ділянці вала з шпонковим пазом, Нм
h - висота шпонки; t 1 - глибина паза на валу; l р - робоча довжина шпонки;
[
l р = l - b = 31 мм
де l - довжина шпонки; b - ширина шпонки.
Тоді
Для сталевих маточин при нереверсивні приводі
Висновок
У конструкторської частини проекту розрахована двоступенева зубчаста передача з міжосьовим відстанню першої (швидкохідної) ступені 180 мм, передавальним числом першої ступені 5,6, міжосьовим відстанню другий (тихохідної) ступені 225 мм, передавальним числом другого ступеня 3,55.
Розрахунки передач, валів задовольняють умовам міцності, чим підтверджується працездатність конструкції.
У проектній частини виконані креслення загального вигляду редуктора, робочі креслення тихохідного вала, колеса і корпусної деталі. Для складального креслення складена специфікація.
Даний проект є навчальним. Отримані знання з розрахунку проектування будуть використані при вивченні спец дисциплін та виконанні випускної кваліфікаційної роботи.
Список літератури
1 Курсове проектування деталей машин / Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкович Г.М., Козинцев В.П. - 3-е вид., Стереотипне. Передрук з видання 1987 р. - М.: ТОВ ТІД «Альянс», 2005. - 416 с.
2 Баранов Г.Л. Розрахунок деталей машин. Єкатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПІ, 2005. - 172 с.
3 Березовський. Деталі машин.
4 Ейдінов М.С. Конспект лекцій з деталей машин
5 Іванов. Деталі машин