Енергетичний і кінематичний розрахунки редуктора приводу транспортера

1. Енергетичний і кінематичний розрахунки приводу

Малюнок 1-Схема приводу.

Вихідні дані:

- Вихідна потужність, Вт 5;

-Частота обертання вихідного валу, хв ^-1 65.

Коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу

де - Орієнтовні величини ККД різних видів

механічних передач та окремих елементів приводу.

Розрахункова потужність електродвигуна

Рекомендоване передавальне число привода

,

де U _i - середні значення передавальних чисел для різних видів механічних передач.

Розрахункова частота обертання вала електродвигуна

хв ^-1

За каталогом вибираю електродвигун 4А132S4У3 (Р _е = 7,5 кВт, n _е = 1455мін ^-1, Т _max / T _nom = 2).

Дійсне загальне передавальне число привода

;

;

.

Частоти обертання валів приводу

хв ^-1

хв ^-1

хв ^-1

хв ^-1

Кутові швидкості валів приводу

с ^-1

с ^-1

с ^-1

с ^-1

Потужності, що передаються валами приводу

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

Крутний момент на валах приводу

Н ∙ м,

Н ∙ м,

Н ∙ м,

Н ∙ м.

Результати енерго-кінематичного розрахунку заносимо в таблицю 1

Таблиця 1 - Значення параметрів елементів приводу

2. Розрахунок тихохідної передачі

2.1 Проектний розрахунок передачі

Вихідні дані:

- Крутний момент шестерні 44,33;

- Частота обертання шестерні n _2, хв ^-1 1455;

- Частота обертання колеса n ₃ ^0, хв ^-1 723,88;

- Передавальне число 2,01.

Матеріал шестірні і зубчастих коліс - сталь 20Х ГОСТ4543-71.

Термообробка для зубчастих коліс і шестерень-цементація, гарт і відпустку. Межі плинності і твердість вибираємо по таблиці 8.8 [1], результати заносимо в таблицю 2.

Таблиця 2 - Механічні властивості

Межі контактної витривалості

де H _HRC - твердість поверхні зубів.

Допустимі контактні напруги

де Z _N - коефіцієнти витривалості;

S _H - коефіцієнти запасу міцності.

де - Менше із значень контактних напруг, МПа.

Приймаються межі згинальної витривалості

σ _FLIM1 = 750МПа

σ _FLIM2 = 800МПа

Допустимі напруги вигину

(13)

де Y _N - коефіцієнти довговічності (Y _N = 1);

Y _A - коефіцієнти, що враховують одностороннє додаток

навантаження при односторонньому додатку навантаження Y _A = 1;

S _F - коефіцієнти запасу міцності (S _F = 2).

Коефіцієнт навантаження передачі

2.3 Проектний розрахунок конічної передачі

Розрахунковий діаметр шестірні визначаємо за формулою

де ψ _{bd-коефіцієнт} ширини шестірні щодо її діаметра

(Ψ _bd = 0.3-0.6);

K _{Hβ-коефіцієнт,} що враховує нерівномірність розподілу

навантаження по ширині вінця;

До _{А-коефіцієнт} зовнішньої динамічного навантаження (К _а = 1).

Визначимо ширину вінця зубчастих коліс

(15)

Приймаються b = 45 мм.

Кут ділильного конуса

(16)

Зовнішнє конусний відстань визначаємо за формулою

мм

Визначаємо зовнішній ділильний діаметр шестірні

мм (18)

Приймаються число зубів шестерні z ₁ = 17, визначаємо модуль зачеплення за формулою

мм

Приймаються m _te = m _n = 4мм

Округлюємо значення модуля до найближчої величини m _nII = m _II відповідно до ГОСТ 9563-60 (таблиця 4.2.1 [2]).

Визначаємо дійсне число зубів шестерні

Знаходимо число зубів колеса

Приймаються z ₂ = 35

Дійсне передавальне число

Визначаємо дійсні величини кутів ділильних конусів

(20)

Визначаємо зовнішні ділильні діаметри за формулою

(21)

Визначаємо зовнішні діаметри вершин зубів

(22)

Визначаємо зовнішні діаметри западин зубів

(23)

Дійсне зовнішнє конусний відстань

(24)

Середній модуль зачеплення

мм (25)

Середні ділильні діаметри коліс визначається за формулою

(26)

Визначаємо зовнішню висоту головки зуба

(27)

Визначаємо зовнішню висоту ніжки зуба

(28)

Визначаємо зовнішню висоту зуба

Визначаємо кут ніжки зуба за формулою

(29)

Кут головки зуба

Кут конуса вершин визначаємо за формулою

(31)

Знаходимо кут конуса западин за формулою

(32)

Відстань від вершини до площини зовнішнього кола вершин зубів шестерні визначаємо за формулою

мм (33)

Відстань від вершини до площини зовнішнього кола вершин зубів колеса

мм (34)

Визначимо зовнішню окружну товщину зуба шестерні і колеса за формулою

(35)

2.4 Перевірочний розрахунок передачі за контактними напругам

Визначаємо окружну силу в зачепленні

Н, (36)

де d _{m1-середній} ділильний діаметр шестірні, мм.

Окружна швидкість колеса визначається за формулою

(37)

Визначаємо умовне міжосьова відстань

(38)

Знаходимо питому окружну динамічну силу

Н / мм, (39)

де δ _{Н-коефіцієнт,} що враховує вплив виду зубчастої передачі і

модифікації профілю на динамічне навантаження (δ _Н = 0,06);

g _{o-коефіцієнт} враховує вплив різниці кроків зачеплення

зубів шестерні і колеса (g _o = 9);

Визначаємо питому розрахункову окружну сила в зоні її найбільшої концентрації

Н / мм (40)

Визначаємо коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні за формулою

(41)

Питома розрахункова окружна сила розраховується за формулою

Н / мм, (42)

де b-ширина вінця зубчастих коліс, мм.

Визначаємо розрахункові контактні напруги і порівнюємо їх з допустимими

(43)

де Z _H - коефіцієнт, що враховує форму сполучених

поверхонь зубів (ZH = 1.77);

Z _E - коефіцієнт, що враховує механічні властивості

матеріалів коліс (ZE = 275);

Zε - коефіцієнт, що враховує сумарну довжину контактних

ліній (Zε = 1.0).

2.5 Перевірочний розрахунок передачі по напруженням вигину

Питома окружна динамічна сила визначається за формулою

Н / мм, (44)

де δ _F - коефіцієнт, що враховує вплив виду зубчастої передачі та модифікації профілю на динамічне навантаження (δ _F = 0,16).

Визначаємо питому розрахункову окружну силу в зоні її найбільшої концентрації

Н / мм, (45)

де K _Fβ - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу

навантаження по ширині вінця (K _Fβ = 1,15).

Коефіцієнт, що враховує динамічну навантаження в зачепленні визначається за формулою

(46)

Питома розрахункова окружна сила при вигині

Н / мм (47)

Визначаємо коефіцієнт, що враховує форму зуба за формулою

(48)

Визначаємо розрахункові напруги вигину зуба шестерні за формулою і порівнюємо їх з допустимими

(49)

Визначаємо розрахункові напруги вигину зуба колеса за формулою і порівнюємо їх з допустимими

(50)

де Y _β - коефіцієнт, що враховує нахил зуба (Y _β = 1)

Y _ε - коефіцієнт, що враховує перекриття зубів (Y _ε = 1)

Знаходимо сили діють в зачепленні зубчастих коліс:

-Уточнений крутний момент на колесі

(51)

-Окружна сила

(52)

-Радіальна сила

(53)

-Осьова сила

(54)

4. Розрахунок тихохідного валу

4.1 Проектний розрахунок валу

Вихідні дані:

- Матеріал вала Сталь 3 ГОСТ380-88

- Крутний момент на валу, Нм 303,965.

Мінімальний діаметр валу визначаємо за формулою

мм

По конструктивних міркувань приймаємо такі діаметри вала:

- Діаметр вихідного кінця d = 30 мм;

- Діаметр для посадки підшипника d = 35 мм;

- Діаметр для посадки колеса d = 38 мм.

Довжини ділянок вала приймаємо конструктивно:

- Ділянки на посадку підшипників L ₁ = 25 мм, L ₂ = 48 мм;

- Ділянка на посадку коліс L ₃ = 40 мм;

- Вихідний кінець вала, L ₄ = 58 мм.

Загальна довжина валу становить 294 мм.

4.2 Перевірочний розрахунок вала

Вихідні дані:

- Окружні сили коліс F _t3 = F _t4, кН 2,039;

- Радіальні сили F _r3 = F _R4, кН 0.85;

- Осьові сили зачеплень F _A3 = F _A4, кН 0,44;

- Навантаження на вал передачі від зірочки F _Ц., кН 4,53;

-Кут нахилу ланцюгової передачі до горизонту 1980

- Початковий діаметр коліс d _w, м 0,142;

Схема докладання зусиль наведена на малюнку 2.

Реакції на опорах діють у горизонтальному напрямку

кН

кН

Реакції на опорах діють у вертикальному напрямку

кН

кН

Повні поперечні реакції в опорах

кН

кН

Визначаємо згинальні моменти в площині XOZ

кН · м

кН · м

кН · м

кН · м

Визначаємо згинальні моменти в площині YOZ

кН · м

кН · м

кН · м

Сумарні згинальні моменти М _З в характерних ділянках вала

кН · м

кН · м

кН · м

кН · м

кН · м

кН · м

За отриманими даними будують епюри згинальних моментів, епюру крутних моментів і епюру сумарних крутних моментів і зображуємо їх на малюнку 2.

Так як основним видом руйнування валів є втомне, а статичний зустрічається вкрай рідко, тому розрахунок на втому є основним, а на статичну міцність перевірочним.

Для обраних небезпечних перетинів (під колесом і під підшипником) визначаємо запаси опору втоми і порівнюємо з допустимим ([S] = 1.5).

,

де - Запас опору втоми по вигину;

- Запас опору втоми по крученню.

,

де - Амплітуди змінних складових циклів напружень

- Амплітуди постійних складових циклів напружень

- Коефіцієнти враховують вплив постійної

складовою циклу напружень на опір

втоми

- Межі витривалості, МПа

- Фактори масштабний і шорсткості

- Ефективні коефіцієнти концентрації напружень при згині і крученні

Розрахунок вала під підшипником

МПа

МПа

Умова міцності виконується S> [S].

Розрахунок вала під колесом

МПа

МПа

Умова міцності виконується S> [S].

Статичну міцність перевіряємо з метою попередження статичних деформацій і руйнування з урахуванням короткочасних перевантажень

МПа

Розрахунок вала під підшипником

Умова міцності виконується .

Розрахунок вала під колесо

Умова міцності виконується .

5. Підбір підшипників

5.1 Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного валу по статичній вантажопідйомності

Для тихохідного вала приймаємо підшипники роликові радіальні з короткими циліндричними роликами N92207 ГОСТ 831-75. Вони мають наступні характеристики

С = 48400 Н

З ₀ = 26500 Н

Виробляємо перевірочний розрахунок підшипників кочення тихохідного валу по статичній вантажопідйомності

де Х _0, Y _{0-коефіцієнти} для роликових радіальних підшипників

(Х ₀ = 1, Y ₀ = ₀₎

Умова статичної вантажопідйомності виконується.

2. Перевірочний розрахунок підшипників тихохідного валу по динамічній вантажопідйомності

Визначаємо еквівалентну динамічне навантаження за формулою

,

де - Коефіцієнт, що залежить від типу підшипника, ;

- Коефіцієнт обертання, ;

k _δ - коефіцієнт безпеки. Визначаємо за таблицею 7.5.3 [2]

;

k _Т - коефіцієнт, що враховує вплив температури

підшипникового вузла. Знаходимо за таблицею 7.5.4 [2] ;

F _r - радіальне навантаження в опорах: .

Розрахункова динамічна радіальна вантажопідйомність

де - Частота обертання вала;

- Тривалість роботи передачі.

Умова по динамічній вантажопідйомності виконуються.

Підбір шпонок з'єднань валів з ​​колесами

Розрахунок шпонки тихохідного валу по напруженням зрізу

Виконаємо перевірочний розрахунок шпонки під маточиною. Розміри поперечного перерізу шпонки вибираємо за ГОСТ 23360-78. Розрахункову довжину округляємо до стандартного значення, погоджуючи з розміром маточини.

Вибрані шпонку перевіряємо на зріз за формулою

де - Ширина шпонки ( );

[Τ] - допустиме напруження зрізу [τ] = 96Мпа.

З вищенаведеного розрахунку випливає, що вибір шпонки по напруженням вигину виконуються.

2. Розрахунок шпонки тихохідного валу по напруженням зминання

Виконаємо перевірочний розрахунок шпонки під маточиною на зминання за формулою

,

де - Висота шпонки ( );

[Σ _см] - допустиме напруження зминання, [σ _см] = 110МПа

МПа

З вищенаведеного розрахунку випливає, що всі умови для вибору шпонки виконуються.

5. Змащення редуктора

Так як окружна швидкість не перевищує 12 м / с, то для змащення зачеплення здійснюється зануренням колеса в масляну ванну на глибину не менше висоти зуба.

Обсяг олії:

літрів [1].

Рекомендована в'язкість в градусах Енглера Е ^◦ 50.

Вибираємо марку масла - . Це індустріальне масло по ГОСТ 20799-75.

Масло заливається в редуктор через оглядове вікно, зливається - через зливний отвір, рівень масла показується за допомогою маслоуказателе.

Мастило підшипників здійснюється тим же маслом що і зубчасті колеса шляхом розбризкуванням масла.

Висновок

При виконанні даної курсової роботи розрахований привід і спроектований редуктор приводу.

При розрахунку двоступінчастого редуктора ми вибрали двигун 4А132S4У3, у якого потужність , Частота обертання .

При розробці редуктора для конічної передачі взяли сталь 20Х. У результаті термообробки допускається контактне напруження вийшло , Допустима напруга вигину . Виконуючи перевірочний розрахунок на витривалість по напруженням вигину отримали , Що менше ніж допустима напруга вигину . Контактна напруга вийшло , Що менше ніж допустиме контактне напруження .

Застосувавши термообробку ми збільшили міцність зубчастих коліс конічної передачі, а отже знизили їх габарити і габарити всього редуктора.

Для циліндричної передачі брали сталь 45 і отримали запас міцності по напруженням контакту і вигину, що дозволяє не застосовувати загартування і дорогу термообробку.

При розрахунку валів на опір утоми отримали запас опору втоми , Що більше від необхідного запасу опору втомі . З цього випливає, що можливе використання порожнистих валів, а також матеріалу з більш слабкими технічними характеристиками.

При розрахунку підшипників вибрали підшипники легкої серії.

Список використаних джерел

1 Іванов М.М. "Деталі машин". М., Вища школа, 1998.-383с.

2 Л.В. Курмаз, О.Т. Скойбеда Деталі машин. Проектування: Учеб. посібник .- Мн.: УП «Технопрінт», 2001 .- 290с.

3 Кузьмін А.В. та ін "Курсове проектування деталей машин". Довідковий посібник. Частина 2. Мінськ, Вища школа 1982

4 Методичні вказівки по курсовому проектуванню, 1999.-48с.