ЗМІСТ
ВСТУП
1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ і кінематичний розрахунок приводу
1.1.Вибор електродвигуна
1.2.Кінематіческій розрахунок приводу
2. РОЗРАХУНОК ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
3.1.Вибор матеріалів, термообробки і допустимих напружень
3.2.Проектний розрахунок зубчастої передачі
3.3.Проверочний розрахунок зубчастих передач
4.КОНСТРУІРОВАНІЕ основних деталей редуктора
4.1.Конструірованіе валів
4.1.1. Ведучий вал
4.1.2. Ведений вал
4.1.Конструірованіе зубчастого колеса
4.2.Расчет шпонок
4.2.1. Шпонка ведучого вала
4.2.2. Шпонка веденого вала
4.3. Конструювання зубчастих коліс
4.4 Компонування циліндричного редуктора
5. СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
ВСТУП
Метою даного курсової роботи є проектування механічного приводу для закріплення теоретичних знань, отриманих при вивченні курсу «Деталі машин», а також отримання практичного досвіду в проведенні розрахунково-конструкційної роботи.
Загальний обсяг курсового проекту складають розрахунково-пояснювальна записка, оформлення якої має відповідати вимогам ЄСКД, які висуваються до текстових документів, і графічна частина. У графічній частині необхідно буде виконати креслення редуктора на форматі А1 з відповідними специфікаціями, деталювальні креслення деталей редуктора і компоновочне креслення механічного приводу на форматі А2.
Як завдання, використовується кінематична схема стрічкового транспортера, що складається одноступінчатого циліндричного редуктора, клинопасової передачі і, відповідно, сполучної муфти. В якості джерела енергії використовується асинхронний електродвигун.
У технічному завданні на проектування зазначено: варіант схеми приводу, термін служби приводу; циклограма режиму навантаження із зазначенням значень k i і li-відносних величин навантажень і тривалості їх дії; крутний момент на барабані конвеєра Тб, Нм; частота обертання барабана NБ, об / М і Н; і число полюсів електродвигуна.
Відомості, необхідні для курсового проектування, в тому числі і довідкові дані, по можливості приведені у методичній літературі.
1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ і кінематичний розрахунок приводу
1.1. Вибір електродвигуна
За вихідними даними беремо такі значення: n Б = 125 [об / М ін] - частота обертання барабана;
Тб = 140 [Нм] - крутний момент на барабані конвеєра;
Значення потужності двигуна можна визначити з наступного виразу:
Підставивши в цю формулу вихідні дані, отримаємо:
Необхідна потужність електродвигуна:
h = h
h
h р - ККД пасової передачі;
h
Ці значення беруться з таблиці 1.1.
Орієнтовні значення величин ККД і передавальних чисел різних елементів приводу
Таблиця 1.1
Вибравши з таблиці наступні значення: h
h = 0,95 · 0,98 · 0,99 = 0,92;
Р е = 1,83 / 0,92 = 1,99 [кВт]
По таблиці 1.2 вибираємо асинхронний електродвигун, з урахуванням того, що номінальна потужність Р е '≥ 0,95 Р Е.
Таблиця 1.2 Технічні дані асинхронних двигунів 4А .... УЗ
За даними таблиці 1.2, виходячи з номінальної потужності, Р 'е. ≥ 1,89 [кВт] підбираємо двигун, що задовольняє початковим умовам (повинен бути з чотирма полюсами). Отже, обраний нами двигун: 4А90LУ3
Значення символів в умовних позначеннях: цифра 4 вказує порядковий номер серії, буква А - рід двигуна - асинхронний. Наступні за буквою А числа відповідають висоті осі обертання, мм; буква L відноситься до установочних розмірами по довжині станини. Цифри 2, 4, 6 і 8 означають число полюсів. Останні два знаки УЗ показують, що двигун призначений для експлуатації в зоні помірного клімату. S,% - величина ковзання. Ковзання становить для даного двигуна S = 5,1%.
1.2. Кінематичний розрахунок приводу
Визначаємо амплітудну частоту обертання електродвигуна:
п д = 1500 - 0,01 · 1500 = 1 485 
Потім визначаємо загальне передавальне число привода:
і = 1485/125 = 11,9
Далі, враховуючи що і =
п, = 1485 / 2,8 = 530,36
п 2 = 530,36 / 4 = 124,59
Результат був обчислений без похибки, що говорить про вірність проведення розрахунку.
Тепер визначаємо крутні моменти.
Ведений вал: Т 2 = Т Б = 140 [Нм]
провідний вал:
Крутний момент на валу електродвигуна:
2. РОЗРАХУНОК ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ
Визначаємо максимальний розрахунковий крутний момент на ведучому валу:
До д - коефіцієнт динамічності, який беремо з таблиці 2.1, в залежності від величини К max.
До реж ~ коефіцієнт змінності роботи, що приводиться в таблиці 2.1 для наданого в завданні числа змін роботи.
У залежності від T Rmax , Далі виберемо потрібне перетин ременя.
Таблиця 2.1
Значення коефіцієнтів для розрахунку ремінної передачі
За даними таблиці і відповідно до заданого варіанту циклограми, визначаємо значення коефіцієнтів:
До д = 1,1;
До реж = 0.15
Підставивши значення отриманих коефіцієнтів у формулу 2.1, обчислимо: Т Rmax =
За даними таблиці 2.1 виберемо потрібне перетин і випишемо всі його дані.
Таблиця 2.2 Деякі параметри ременів різних перетинів (ГОСТ 12841-80)
Згідно з отриманими даними вибираємо ремінь перерізу A, що має наступні характеристики: d min = 90 [мм]; 1 0 = 1700 [мм];
Призначимо діаметр ведучого шківа d 3 більше, ніж d min Візьмемо: d 3 = 100 [мм] - за таблицею П.7, [1, стр. 68].
Визначаємо діаметр веденого шківа d 4:
d 4 = d 3 u p -0,985; (2.2)
. D 4 = 100 * 2,8 * 0.985 = 275,83 [мм]
Погоджуємо діаметр d 4 з найближчим значенням ряду R - 40:
d 4 = 280 [мм]
Визначаємо мінімальну міжосьова відстань а min = d 4 = 280 \ мм \.
Необхідна мінімальна довжина ременя:
Вибираємо робочу довжину ременя l p> l min за таблицею 2.2:
1 р. = 1400 [мм].
Потім уточнюємо міжосьова відстань:
а = а min + 0,5 (l p - l min): (2.4)
а = 280 +0,5 (1400-1186) = 387 [мм].
Визначаємо лінійну швидкість ременя:
Визначимо число пробігів ременя в секунду:
Визначаємо кут охоплення ведучого шківа:
Визначаємо необхідну кількість пасів:
C L - коефіцієнт, що враховує довжину ремря;
де l 0 = 1700 [мм] - величина, взята з таблиці 2.2.
Ро - потужність, що передається одним ременем, яка береться з таблиці П.7, [1, стр. 68],
в залежності від діаметра шківа d 3 лінійної швидкості ременя v.
Ро = 950 [Вт];
С, = 0,9 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність натягу ременів
z = 3
Визначаємо корисну окружну передану чинність:
Oпределяем силу попереднього натягу ременя:
Так як
Визначаємо силу тиску на вали:
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
3.1. Вибір матеріалів та допустимих напружень
Так як крутний момент веденого вала дорівнює Т 2 = 140 [Нм], то доцільніше всього цементація сталі.
Для виготовлення зубчастих коліс вибираємо сталь марки 25ХГТ. Після термообробки, твердість шестерні складе близько 610 НВ, а твердість колеса - близько 570 НВ.
Допустимі контактні напруги:
де:
При поліпшенні формула визначення базового межі контактної витривалості набуде вигляду (3.2):
S H - коефіцієнт запасу, прийнятий рівним для цементації + гарту S H = 1,2;
Проте слід врахувати, що формула (3.3) працює тільки коли N HE> N HG. В іншому випадку слід прийняти
де: N HG 1 (2) - базове число циклів межі контактної витривалості, що визначається за графіками, зображеним на рис. 3.
За графіком визначаємо: N HG 1 = 140 * 10 6
N HG 2 = 130 * 10 6
N HE 1 (2) - еквівалентне число циклів навантаження шестерні і колеса, яка розраховується за формулою:
де: L = 16 тис. ч. - термін служби, наведений у завданні;
k max, k i, l i - Відносні величини навантажень і відносна тривалість
їх дії, наведені в завданні на курсове проектування та циклограмою навантаження:
Так як N HE 1> N HG 1, то
Так як N HE 2> N HG 2, то
Визначимо допустимі напруження згину:
Коефіцієнт запасу S F для цементації + загартування:
S F = 1,5.
Коефіцієнт довговічності при загартуванню:
Проте слід врахувати, що формула (3.3) працює тільки коли N FE> - N FG. В іншому випадку слід прийняти
N FG 1 (2) - базове число циклів. Приймемо N FG 1 (2) = 4 * 10 6.
Так як
Приймемо
Тоді отримаємо значення міжосьової відстані, округлене до стандартного:
Призначимо модуль зачеплення: m n = 0.018 * a w = 1,3; Виберемо стандартний модуль зачеплення m = 2.5 Визначимо сумарне число зубів шестерні і колеса:
де:
Визначимо число зубів шестерні:
Тоді:
Перевіримо вірність розрахунку:
Виконання умови (3.15) свідчить про вірність розрахунку.
Основні параметри зубчастих коліс
Мінімальне число зубів, яке можна нарізати без зміщення:
Так як
Початкові (ділильні) діаметри зубчастих коліс:
Діаметри кіл виступів:
Діаметри кіл западин:
Ширина коліс повинна задовольняти умові
Лінійна швидкість:
По таблиці П. 14 [1, стор 73], вибираємо точності виготовлення коліс, в залежності від лінійної швидкості. Як видно, для їх виготовлення достатня восьма (середня) ступінь точності.
Визначаємо силу в зачепленні
Окружні сили:
Радіальні сили:
Осьові сили:
- Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь
3.3. Перевірочний розрахунок зубчастих передач
Визначаємо фактичні контактні напруги:
z "= 1,76 ^ 0,973 = 1,733;
Коефіцієнт, що враховує перекриття: Т
z i =
s a - Коефіцієнт торцевого перекриття, що дорівнює:
ВСТУП
1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ і кінематичний розрахунок приводу
1.1.Вибор електродвигуна
1.2.Кінематіческій розрахунок приводу
2. РОЗРАХУНОК ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
3.1.Вибор матеріалів, термообробки і допустимих напружень
3.2.Проектний розрахунок зубчастої передачі
3.3.Проверочний розрахунок зубчастих передач
4.КОНСТРУІРОВАНІЕ основних деталей редуктора
4.1.Конструірованіе валів
4.1.1. Ведучий вал
4.1.2. Ведений вал
4.1.Конструірованіе зубчастого колеса
4.2.Расчет шпонок
4.2.1. Шпонка ведучого вала
4.2.2. Шпонка веденого вала
4.3. Конструювання зубчастих коліс
4.4 Компонування циліндричного редуктора
5. СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
ВСТУП
Метою даного курсової роботи є проектування механічного приводу для закріплення теоретичних знань, отриманих при вивченні курсу «Деталі машин», а також отримання практичного досвіду в проведенні розрахунково-конструкційної роботи.
Загальний обсяг курсового проекту складають розрахунково-пояснювальна записка, оформлення якої має відповідати вимогам ЄСКД, які висуваються до текстових документів, і графічна частина. У графічній частині необхідно буде виконати креслення редуктора на форматі А1 з відповідними специфікаціями, деталювальні креслення деталей редуктора і компоновочне креслення механічного приводу на форматі А2.
Як завдання, використовується кінематична схема стрічкового транспортера, що складається одноступінчатого циліндричного редуктора, клинопасової передачі і, відповідно, сполучної муфти. В якості джерела енергії використовується асинхронний електродвигун.
У технічному завданні на проектування зазначено: варіант схеми приводу, термін служби приводу; циклограма режиму навантаження із зазначенням значень k i і li-відносних величин навантажень і тривалості їх дії; крутний момент на барабані конвеєра Тб, Нм; частота обертання барабана NБ, об / М і Н; і число полюсів електродвигуна.
Відомості, необхідні для курсового проектування, в тому числі і довідкові дані, по можливості приведені у методичній літературі.
1. ЕНЕРГЕТИЧНИЙ і кінематичний розрахунок приводу
1.1. Вибір електродвигуна
За вихідними даними беремо такі значення: n Б = 125 [об / М ін] - частота обертання барабана;
Тб = 140 [Нм] - крутний момент на барабані конвеєра;
| (1.1) |
Підставивши в цю формулу вихідні дані, отримаємо:
(1.2) |
h = h
h
h р - ККД пасової передачі;
h
Ці значення беруться з таблиці 1.1.
Орієнтовні значення величин ККД і передавальних чисел різних елементів приводу
Таблиця 1.1
| Вид передачі | Передаточне число | ККД |
| Зубчаста циліндрична в закритому корпусі | 2ч6, 3 max 8 | 0,96 ч0, 98 |
| Зубчаста конічна в закритому корпусі | 2ч4 max 6,3 | 0,95 ч0, 97 |
| Ремінна | 2ч4 | 0,94 ч0, 96 |
| Ланцюгова | 2ч5 max 7 | 0,92 ч0, 95 |
| Підшипники кочення (пара) | --- | 0,99 ч0, 995 |
h = 0,95 · 0,98 · 0,99 = 0,92;
Р е = 1,83 / 0,92 = 1,99 [кВт]
По таблиці 1.2 вибираємо асинхронний електродвигун, з урахуванням того, що номінальна потужність Р е '≥ 0,95 Р Е.
Таблиця 1.2 Технічні дані асинхронних двигунів 4А .... УЗ
| Тип двигуна | Діаметр Валу d мм | Кількість полюсів / синхронна частота обертання, хв | |||||||
| 2 / 3000 | 4 / 1500 | 6 / 1000 | 8 / 750 | ||||||
| Рн, кВт | S,% | Рн, кВт | S,% | Рн, кВт | S,% | Рн, кВт | s,% | ||
| 71В ... | 19 | 1,1 | 6,3 | 0,75 | 7,5 | 0,55 | 9,0 | 0,25 | 10,0 |
| 80А ... | 22 | 1,5 | 4,2 | 1,10 | 5,4 | 0,75 | 8,4 | 0,37 | 9,0 |
| 80В ... | 22 | 2,2 | 4,3 | 1,50 | 5,8 | 1,10 | 8,0 | 0,55 | 9,0 |
| 90L ... | 24 | 3,0 | 4,3 | 2,20 | 5,1 | 1,50 | 6,4 | 1,10 | 7,0 |
| 100S ... | 28 | 4,0 | 3,3 | 3,00 | 4,4 | --- | --- | --- | --- |
| 100L ... | 28 | 5,5 | 3,4 | 4,00 | 4,7 | 2,20 | 5,1 | 1,50 | 7,0 |
| 112м ... | 32 | 7,5 | 2,5 | 5,50 | 3,7 | 4,00 | 5,1 | 3,00 | 5,8 |
| 132S ... | 38 | --- | --- | 7,50 | 3,0 | 5,50 | 3,3 | 4,00 | 4,1 |
| 132М ... | 38 | 11,0 | 2,3 | 11,00 | 2,8 | 7,50 | 3,2 | 5,50 | 4,1 |
| 160S ... | 42 (48) | 15,0 | 2,1 | 15,00 | 2,3 | 11,00 | 2,7 | 7,50 | 2,5 |
| 160М ... | 42 (48) | 18,5 | 2,1 | 18,50 | 2,2 | 15,00 | 2,6 | 11,00 | 2,5 |
| 180S ... | 48 (55) | 22,0 | 2,0 | 22,00 | 2,0 | --- | --- | --- | --- |
| 180м ... | 48 (55) | 30,0 | 1,9 | 30,00 | 1,9 | 18,50 | 2,7 | 11,00 | 2,5 |
За даними таблиці 1.2, виходячи з номінальної потужності, Р 'е. ≥ 1,89 [кВт] підбираємо двигун, що задовольняє початковим умовам (повинен бути з чотирма полюсами). Отже, обраний нами двигун: 4А90LУ3
Значення символів в умовних позначеннях: цифра 4 вказує порядковий номер серії, буква А - рід двигуна - асинхронний. Наступні за буквою А числа відповідають висоті осі обертання, мм; буква L відноситься до установочних розмірами по довжині станини. Цифри 2, 4, 6 і 8 означають число полюсів. Останні два знаки УЗ показують, що двигун призначений для експлуатації в зоні помірного клімату. S,% - величина ковзання. Ковзання становить для даного двигуна S = 5,1%.
1.2. Кінематичний розрахунок приводу
Визначаємо амплітудну частоту обертання електродвигуна:
(1.4) |
Потім визначаємо загальне передавальне число привода:
і = 1485/125 = 11,9
Далі, враховуючи що і =
п, = 1485 / 2,8 = 530,36
п 2 = 530,36 / 4 = 124,59
Результат був обчислений без похибки, що говорить про вірність проведення розрахунку.
Тепер визначаємо крутні моменти.
Ведений вал: Т 2 = Т Б = 140 [Нм]
провідний вал:
Крутний момент на валу електродвигуна:
(1.9) |
2. РОЗРАХУНОК ПАСОВИХ ПЕРЕДАЧІ
Визначаємо максимальний розрахунковий крутний момент на ведучому валу:
До д - коефіцієнт динамічності, який беремо з таблиці 2.1, в залежності від величини К max.
До реж ~ коефіцієнт змінності роботи, що приводиться в таблиці 2.1 для наданого в завданні числа змін роботи.
У залежності від T Rmax , Далі виберемо потрібне перетин ременя.
Таблиця 2.1
Значення коефіцієнтів для розрахунку ремінної передачі
| Коефіцієнт перевантаження До max | Коефіцієнт динамічності навантаження До д | Коефіцієнт навантаження C p | Кількість змін роботи | Коефіцієнт змінності роботи на добу K реж | |
| 1,0-1,25 | 1,0 | 1,0 | 1 | 0 | |
| 1,25-1,5 | 1,0-1,1 | 1,0-0,9 | |||
| 2 | 0,15 | ||||
| 1,5-2,0 | 1,1-1,2 | 0,9 - 0,8 | |||
| 3 | 0,35 | ||||
| 2,0-2,5 | 1,2-1,25 | 0,8 - 0,7 |
До д = 1,1;
До реж = 0.15
Підставивши значення отриманих коефіцієнтів у формулу 2.1, обчислимо: Т Rmax =
За даними таблиці 2.1 виберемо потрібне перетин і випишемо всі його дані.
Таблиця 2.2 Деякі параметри ременів різних перетинів (ГОСТ 12841-80)
| Тип ременя | Позначення перерізу ременя | Розрахунковий максимальний момент T Rmax, Нм | d min, мм | 1 0, мм | Маса одного ременя q m, | Площа перерізу ременя Ао, мм 2. |
| клиновий нормального перерізу | 0 | 30 | 63 | 1320 | 0,060 | 47 |
| А | 15-60 | 90 | 1700 | 0,105 | 81 | |
| Б | 45-150 | 125 | 2240 | 0,180 | 133 | |
| У | 120-600 | 200 | 3750 | 0,300 | 230 | |
| Г | 420 - 2400 | 315 | 6600 | 0,620 | 476 |
Призначимо діаметр ведучого шківа d 3 більше, ніж d min Візьмемо: d 3 = 100 [мм] - за таблицею П.7, [1, стр. 68].
Визначаємо діаметр веденого шківа d 4:
d 4 = d 3 u p -0,985; (2.2)
. D 4 = 100 * 2,8 * 0.985 = 275,83 [мм]
Погоджуємо діаметр d 4 з найближчим значенням ряду R - 40:
d 4 = 280 [мм]
Визначаємо мінімальну міжосьова відстань а min = d 4 = 280 \ мм \.
Необхідна мінімальна довжина ременя:
Вибираємо робочу довжину ременя l p> l min за таблицею 2.2:
1 р. = 1400 [мм].
Потім уточнюємо міжосьова відстань:
а = а min + 0,5 (l p - l min): (2.4)
а = 280 +0,5 (1400-1186) = 387 [мм].
Визначаємо лінійну швидкість ременя:
Визначимо число пробігів ременя в секунду:
Визначаємо кут охоплення ведучого шківа:
Визначаємо необхідну кількість пасів:
C L - коефіцієнт, що враховує довжину ремря;
де l 0 = 1700 [мм] - величина, взята з таблиці 2.2.
Ро - потужність, що передається одним ременем, яка береться з таблиці П.7, [1, стр. 68],
в залежності від діаметра шківа d 3 лінійної швидкості ременя v.
Ро = 950 [Вт];
С, = 0,9 - коефіцієнт, що враховує нерівномірність натягу ременів
z = 3
Визначаємо корисну окружну передану чинність:
Oпределяем силу попереднього натягу ременя:
Так як
Визначаємо силу тиску на вали:
3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАТИХ ПЕРЕДАЧ
3.1. Вибір матеріалів та допустимих напружень
Так як крутний момент веденого вала дорівнює Т 2 = 140 [Нм], то доцільніше всього цементація сталі.
Для виготовлення зубчастих коліс вибираємо сталь марки 25ХГТ. Після термообробки, твердість шестерні складе близько 610 НВ, а твердість колеса - близько 570 НВ.
Допустимі контактні напруги:
де:
При поліпшенні формула визначення базового межі контактної витривалості набуде вигляду (3.2):
S H - коефіцієнт запасу, прийнятий рівним для цементації + гарту S H = 1,2;
Проте слід врахувати, що формула (3.3) працює тільки коли N HE> N HG. В іншому випадку слід прийняти
де: N HG 1 (2) - базове число циклів межі контактної витривалості, що визначається за графіками, зображеним на рис. 3.
За графіком визначаємо: N HG 1 = 140 * 10 6
N HG 2 = 130 * 10 6
N HE 1 (2) - еквівалентне число циклів навантаження шестерні і колеса, яка розраховується за формулою:
де: L = 16 тис. ч. - термін служби, наведений у завданні;
k max, k i, l i - Відносні величини навантажень і відносна тривалість
їх дії, наведені в завданні на курсове проектування та циклограмою навантаження:
Так як N HE 1> N HG 1, то
Так як N HE 2> N HG 2, то
Визначимо допустимі напруження згину:
Коефіцієнт запасу S F для цементації + загартування:
S F = 1,5.
Коефіцієнт довговічності при загартуванню:
Проте слід врахувати, що формула (3.3) працює тільки коли N FE> - N FG. В іншому випадку слід прийняти
N FG 1 (2) - базове число циклів. Приймемо N FG 1 (2) = 4 * 10 6.
Так як
Приймемо
Тоді отримаємо значення міжосьової відстані, округлене до стандартного:
Призначимо модуль зачеплення: m n = 0.018 * a w = 1,3; Виберемо стандартний модуль зачеплення m = 2.5 Визначимо сумарне число зубів шестерні і колеса:
де:
Визначимо число зубів шестерні:
Тоді:
Перевіримо вірність розрахунку:
Виконання умови (3.15) свідчить про вірність розрахунку.
Основні параметри зубчастих коліс
Мінімальне число зубів, яке можна нарізати без зміщення:
Так як
Початкові (ділильні) діаметри зубчастих коліс:
Діаметри кіл виступів:
Діаметри кіл западин:
Ширина коліс повинна задовольняти умові
Лінійна швидкість:
По таблиці П. 14 [1, стор 73], вибираємо точності виготовлення коліс, в залежності від лінійної швидкості. Як видно, для їх виготовлення достатня восьма (середня) ступінь точності.
Визначаємо силу в зачепленні
Окружні сили:
Радіальні сили:
Осьові сили:
- Коефіцієнт, що враховує форму сполучених поверхонь
3.3. Перевірочний розрахунок зубчастих передач
Визначаємо фактичні контактні напруги:
z "= 1,76 ^ 0,973 = 1,733;
Коефіцієнт, що враховує перекриття: Т
z i =
s a - Коефіцієнт торцевого перекриття, що дорівнює:
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба визначаємо по малюнку 4.2 [1, стор 20]: до 1ф = 1,3.
Коефіцієнт динамічної навантаження визначаємо з таблиці п.16 [1, стор.74]: ^, = 1,02.
Тепер можемо підставити значення всіх знайдених коефіцієнтів і виконати перевірку нерівності:
Далі визначаємо фактичні напруги вигину для більш слабких зубів. Еквівалентне число зубів прямозубих коліс:
Тепер по малюнку 4.3 [1, стор 21] визначаємо коефіцієнти форми зубів зубчастих коліс Y F]; Y F 2, в залежності від значень z vl; z v 2. Отже, отримали:
У л (х = 0,006, р = 21) * 4.15;
F F 2 (x = -0.006; z = 9l) * 3,72.
Розрахунок фактичної напруги вигину ведемо для колеса, у якого відношення виявиться менше:
Як видно, розрахунок будемо вести для шестірні: FY до до Y
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба визначаємо по малюнку 4.2 [1, стор 20]: k Fp = 1,3.
Коефіцієнт динамічної навантаження визначаємо з таблиці П. 16 [1, стор 74]:
*, У = 1,09.
Коефіцієнт, що враховує нахил зубів:
Тепер можемо підставити значення всіх знайдених коефіцієнтів і виконати перевірку нерівності:
Виконання умов перевірочного розрахунку зубчастої передачі свідчить про вірність виконання основного розрахунку.
4. КОНСТРУЮВАННЯ основних деталей редуктора
4.1. Конструювання ведучого вала
Виконаємо вал разом із зубчатим колесом.
Визначаємо діаметр хвостовика вала з умов крутіння:
rf M> (5,6 + 5,8) ^; (4.1)
d hx = 5,6 ■ ^ / 233.82 = 34.5 [ЛШ].
Приймемо d hl = 35 [ЛШ].
Далі призначаємо діаметр під ущільнення:
^, = 4, + (2 + 5); (4.2)
d y] = 35 + 3 = 38 [ЛШ].
За даними таблиці п.41 [1, стор 94] вибираємо ущільнення: манжету гумову армовану з розмірами, мм: 38x58x10.
Тепер призначаємо діаметр під підшипник d n], мм. Ця величина повинна бути
більше d х і кратна 5 мм. Беремо d nl = 40 [ЛШ].
По таблиці п.20 [1, стор 79] вибираємо підшипник кульковий, радіально-завзятий, легкої серії за прийнятим діаметру d n]. Параметри обраного підшипника зводимо в таблицю 4.1:
Таблиця 4.1 Шарикопідшипники радіально-упорний під ведучий вал
d H] = d n] +5 (4.2)
Діаметр наполегливої буртика:
'", +5;
d hl = 40 + 5 = 45 [мм]. (4.3)
4.2. Конструювання веденого вала
За моменту, що крутить веденого вала, за таблицею П. 17 [1, стор 75] так, щоб виконувалася умова: Т м> 0,95 Г 2. Виходячи з 0,95 Г 2 = 950 ^ у 2, вибираємо муфту / м підго м = 1100 Д / 2 ■ Характеристики муфти заносимо в таблицю 4.2:
Таблиця 4.2
Муфта пружна втулочно-пальцева за ГОСТ 21424-75
Погоджуємося діаметр хвостовика вала d b 2 з посадковим діаметром муфти d. d h 2 = d = 60 [ЛШ].
Далі призначаємо діаметр під ущільнення:
d y 2 = d h 2 + {2 * 5); (4.3)
d y 2 = 60 + 3 = 63 [ЛШ].
За даними таблиці п.41 [1, стор 94] вибираємо ущільнення: манжету гумову армовану з розмірами, мм: 63 х90х 10.
Тепер призначаємо діаметр під підшипник d n 2, мм. Ця величина повинна бути більше d 2 і кратна 5 мм. Беремо d n 2 = 65 [ЛШ].
По таблиці п.20 [1, стор 79] вибираємо підшипник кульковий, радіально-завзятий, легкої серії за прийнятим діаметру d n 2. Параметри обраного підшипника зводимо в таблицю 4.3:
Таблиця 4.3 Шарикопідшипники радіально-упорний під ведучий вал
Після цього, діаметр під зубчасте колесо:
^ = 4,2 + (4 + 6); (4.4)
</ T = 65 + 5 = 70;
Діаметр наполегливої буртика:
d B 2 = d k + (4 + 6); (4.5)
d E 2 = 70 + 5 = 75 [ЛШ].
4.3. Конструювання зубчастого колеса
Так як товщина коліс & = 40 [ЛШ]> -20 [ЛШ], то вибираємо ковані колеса з вирізом.
Далі проведемо розрахунок параметрів зубчастих коліс. Відстань до шпоночно паза шестерні:
Діаметр ступиці:
^ M 2 = 1 M 2; (4-6)
<І2 = 1,6-70 = 112 [ЛШ]
Довжина маточини:
l cm = {\ + \, 5) d k> b; (4.7)
l cm = 1,26-10 = Щмм \;
Товщина обода:
S 4,5 m; (4.8)
S = 2,5-2.5 = 6.25 [мм].
Товщина диска:
С = (0,2 + 0,3) Ь; (4.9)
С = 0,4-40 = 1б [ЛШ].
Фаска:
/ = (0,5-5-0,7) / і; (4.10)
/ = 0.8-2.5 = 2 [ЛШ].
Кут фаски вибираємо а ф = 45 °, радіус заокруглень беремо г = 10 мм. Діаметри отворів в ступицах були визначені, виходячи з міцності валів, і відповідають діаметрам їх хвостовиків. Вони дорівнюють: d h] = 35 мм, d h 2 = 60мм для шестірні і колеса відповідно.
4.4. Розрахунок шпонок
4.4.1. Шпонка ведучого валу.
Шпонка ведучого валу розташовується на його хвостовику. У залежності від діаметра хвостовика d h], вибираємо габарити шпонки bxh, мм за таблицею П. 18
[1, стор 77]: 10x8. Глибина паза вала /, = 5 мм, а маточини - t 2 ='.'мм. Визначаємо розрахункову довжину шпонки з умови стиснення: 20007;
(4.11)
d b \
де:
сг 1 = 80-П 50 [МЯа] - допустимі напруження зминання;
^ 2000-233.82 г 1
/ ", >------- = 26.7 \ мм \.
"'35-150 - (8-5) L J
Загальна довжина шпонки:
1> 1 р + Ь- (4.12)
/> 26.7 + 10 = 36,7 [ЛШ].
Стандартну довжину шпонки вибирають з ряду по таблиці П. 18, [1, стор 77]: / = 40 [ЛШ].
4.4.2. Шпонка веденого вала.
Шпонка веденого валу розташовується на його хвостовику. У залежності від діаметра колеса d k, вибираємо габарити шпонки 'х h, мм за таблицею П. 18
[1, стор 77]: 20x12. Глибина паза вала /, = 7.5 мм, а маточини - t 2 = 4.9мм. Визначаємо розрахункову довжину шпонки з умови стиснення:
2000-1000 "" "" р,
/ _,> -. ------- Г = 42.33 \ мм \.
рх 70-150 - (12-7.5) L J
Загальна довжина шпонки: /> 42.33 + 20 = 62.33 [мм].
Стандартну довжину шпонки вибирають з ряду по таблиці П. 18, [1, стор 77]: / = 63 [жм].
Ескізна компоновка редуктора
Компонування редуктора виконується на аркуші формату А2 в масштабі 1:1. При цій компонуванні потрібно уточнити деякі габаритні розміри. Визначаємо мінімальну товщину стінки корпусу:
Ј = 1,8 ^> 8 [ЛШ]; (4.14)
Ј = 1,83 / 1000 = 10.12 [ЛШ].
Приймемо остаточно Ј = 11 мм.
Товщина кришки корпусу:
Ј, = (0,9 н-1, 0) Ј> 8 [ЛШ]. (4.15)
Приймемо 8 {= 8 = 10 мм.
Зазори між стінками корпусу і торцями шестерні:
А = (0,8-г-1, 0) Ј> б [ЛШ]; (4.16)
Приймемо А = 8 = 10 ЛШ.
Відстань від осі зубчатого колеса до стінки корпусу:
Д, = 0,5 <2 + Д; (4.17)
Л, = 0,5-208.6 + 10 = 114.3 [ЛШ].
Відстань від осі шестерні до стінки корпусу:
A 2 = 0,5 d al +28; (4.18)
Д 2 = 0,5-51.39 + 2-11 = 48 [іш].
Діаметри болтів кріплення фланців і кришки редуктора:
з1 Б ^ 1,25-ф \>% [ЛШ]; (4.19)
d E> 1,25 - ^ 1000 = 12.5 [ЛШ].
Вибираємо болти й Б = 12.5 мм.
Призначаємо ширину фланця х х »2,2 d h = 27.5 мм. На відстані х 2 = 5 ло <від внутрішньої стінки корпусу симетрично щодо осей коліс влаштовуємо вибрані підшипники кочення, габарити яких були визначені нами вище. На відстані х 3 = 15 мм від зовнішнього торця розташовують хвостовики валів, діаметри яких відомі, а довжини визначимо наступним чином: l xl = B = {Z - l) e + 2 f;
l xi = 55 [ЛШ]
1 х2 = \ \ 5 [мм].
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Іванов В.М. Деталі машин. -М: Вища школа, 1984.
2. Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник для технікумів. С.А. Чернавський и др. - М.: Машинобудування, 1979.
Коефіцієнт динамічної навантаження визначаємо з таблиці п.16 [1, стор.74]: ^, = 1,02.
Тепер можемо підставити значення всіх знайдених коефіцієнтів і виконати перевірку нерівності:
Далі визначаємо фактичні напруги вигину для більш слабких зубів. Еквівалентне число зубів прямозубих коліс:
Тепер по малюнку 4.3 [1, стор 21] визначаємо коефіцієнти форми зубів зубчастих коліс Y F]; Y F 2, в залежності від значень z vl; z v 2. Отже, отримали:
У л (х = 0,006, р = 21) * 4.15;
F F 2 (x = -0.006; z = 9l) * 3,72.
Розрахунок фактичної напруги вигину ведемо для колеса, у якого відношення виявиться менше:
Як видно, розрахунок будемо вести для шестірні: FY до до Y
Коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зуба визначаємо по малюнку 4.2 [1, стор 20]: k Fp = 1,3.
Коефіцієнт динамічної навантаження визначаємо з таблиці П. 16 [1, стор 74]:
*, У = 1,09.
Коефіцієнт, що враховує нахил зубів:
Тепер можемо підставити значення всіх знайдених коефіцієнтів і виконати перевірку нерівності:
Виконання умов перевірочного розрахунку зубчастої передачі свідчить про вірність виконання основного розрахунку.
4. КОНСТРУЮВАННЯ основних деталей редуктора
4.1. Конструювання ведучого вала
Виконаємо вал разом із зубчатим колесом.
Визначаємо діаметр хвостовика вала з умов крутіння:
rf M> (5,6 + 5,8) ^; (4.1)
d hx = 5,6 ■ ^ / 233.82 = 34.5 [ЛШ].
Приймемо d hl = 35 [ЛШ].
Далі призначаємо діаметр під ущільнення:
^, = 4, + (2 + 5); (4.2)
d y] = 35 + 3 = 38 [ЛШ].
За даними таблиці п.41 [1, стор 94] вибираємо ущільнення: манжету гумову армовану з розмірами, мм: 38x58x10.
Тепер призначаємо діаметр під підшипник d n], мм. Ця величина повинна бути
більше d х і кратна 5 мм. Беремо d nl = 40 [ЛШ].
По таблиці п.20 [1, стор 79] вибираємо підшипник кульковий, радіально-завзятий, легкої серії за прийнятим діаметру d n]. Параметри обраного підшипника зводимо в таблицю 4.1:
Таблиця 4.1 Шарикопідшипники радіально-упорний під ведучий вал
| Позначення | Розміри, мм | Вантажопідйомність, кН | |||
| 36208 | d | D | У | З | З |
| 40 | 80 | 18 | 30 | 23,2 | |
Діаметр наполегливої буртика:
'", +5;
d hl = 40 + 5 = 45 [мм]. (4.3)
4.2. Конструювання веденого вала
За моменту, що крутить веденого вала, за таблицею П. 17 [1, стор 75] так, щоб виконувалася умова: Т м> 0,95 Г 2. Виходячи з 0,95 Г 2 = 950 ^ у 2, вибираємо муфту / м підго м = 1100 Д / 2 ■ Характеристики муфти заносимо в таблицю 4.2:
Таблиця 4.2
Муфта пружна втулочно-пальцева за ГОСТ 21424-75
| т, Нм 2 | Розміри, мм | |||||||||||||||
| d | D | D, | Do | D 3 | di | L | L, | L 2 | h | h | h | / | b | d n | dp | |
| 1100 | 60 | 220 | 208 | 170 | 35 | 120 | 286 | 140 | 85 | 42 | 45 | 32 | 22 | 6 | 18 | M12 |
Далі призначаємо діаметр під ущільнення:
d y 2 = d h 2 + {2 * 5); (4.3)
d y 2 = 60 + 3 = 63 [ЛШ].
За даними таблиці п.41 [1, стор 94] вибираємо ущільнення: манжету гумову армовану з розмірами, мм: 63 х90х 10.
Тепер призначаємо діаметр під підшипник d n 2, мм. Ця величина повинна бути більше d 2 і кратна 5 мм. Беремо d n 2 = 65 [ЛШ].
По таблиці п.20 [1, стор 79] вибираємо підшипник кульковий, радіально-завзятий, легкої серії за прийнятим діаметру d n 2. Параметри обраного підшипника зводимо в таблицю 4.3:
Таблиця 4.3 Шарикопідшипники радіально-упорний під ведучий вал
| Позначення | Розміри, мм | Вантажопідйомність, кН | |||
| 362013 | d | D | У | З | З |
| 65 1200 | 23 | 57,9 | 51 | ||
^ = 4,2 + (4 + 6); (4.4)
</ T = 65 + 5 = 70;
Діаметр наполегливої буртика:
d B 2 = d k + (4 + 6); (4.5)
d E 2 = 70 + 5 = 75 [ЛШ].
4.3. Конструювання зубчастого колеса
Так як товщина коліс & = 40 [ЛШ]> -20 [ЛШ], то вибираємо ковані колеса з вирізом.
Далі проведемо розрахунок параметрів зубчастих коліс. Відстань до шпоночно паза шестерні:
Діаметр ступиці:
^ M 2 = 1 M 2; (4-6)
<І2 = 1,6-70 = 112 [ЛШ]
Довжина маточини:
l cm = {\ + \, 5) d k> b; (4.7)
l cm = 1,26-10 = Щмм \;
Товщина обода:
S 4,5 m; (4.8)
S = 2,5-2.5 = 6.25 [мм].
Товщина диска:
С = (0,2 + 0,3) Ь; (4.9)
С = 0,4-40 = 1б [ЛШ].
Фаска:
/ = (0,5-5-0,7) / і; (4.10)
/ = 0.8-2.5 = 2 [ЛШ].
Кут фаски вибираємо а ф = 45 °, радіус заокруглень беремо г = 10 мм. Діаметри отворів в ступицах були визначені, виходячи з міцності валів, і відповідають діаметрам їх хвостовиків. Вони дорівнюють: d h] = 35 мм, d h 2 = 60мм для шестірні і колеса відповідно.
4.4. Розрахунок шпонок
4.4.1. Шпонка ведучого валу.
Шпонка ведучого валу розташовується на його хвостовику. У залежності від діаметра хвостовика d h], вибираємо габарити шпонки bxh, мм за таблицею П. 18
[1, стор 77]: 10x8. Глибина паза вала /, = 5 мм, а маточини - t 2 ='.'мм. Визначаємо розрахункову довжину шпонки з умови стиснення: 20007;
(4.11)
| а |
де:
сг 1 = 80-П 50 [МЯа] - допустимі напруження зминання;
^ 2000-233.82 г 1
/ ", >------- = 26.7 \ мм \.
"'35-150 - (8-5) L J
Загальна довжина шпонки:
1> 1 р + Ь- (4.12)
/> 26.7 + 10 = 36,7 [ЛШ].
Стандартну довжину шпонки вибирають з ряду по таблиці П. 18, [1, стор 77]: / = 40 [ЛШ].
4.4.2. Шпонка веденого вала.
Шпонка веденого валу розташовується на його хвостовику. У залежності від діаметра колеса d k, вибираємо габарити шпонки 'х h, мм за таблицею П. 18
[1, стор 77]: 20x12. Глибина паза вала /, = 7.5 мм, а маточини - t 2 = 4.9мм. Визначаємо розрахункову довжину шпонки з умови стиснення:
2000-1000 "" "" р,
/ _,> -. ------- Г = 42.33 \ мм \.
рх 70-150 - (12-7.5) L J
Загальна довжина шпонки: /> 42.33 + 20 = 62.33 [мм].
Стандартну довжину шпонки вибирають з ряду по таблиці П. 18, [1, стор 77]: / = 63 [жм].
Ескізна компоновка редуктора
Компонування редуктора виконується на аркуші формату А2 в масштабі 1:1. При цій компонуванні потрібно уточнити деякі габаритні розміри. Визначаємо мінімальну товщину стінки корпусу:
Ј = 1,8 ^> 8 [ЛШ]; (4.14)
Ј = 1,83 / 1000 = 10.12 [ЛШ].
Приймемо остаточно Ј = 11 мм.
Товщина кришки корпусу:
Ј, = (0,9 н-1, 0) Ј> 8 [ЛШ]. (4.15)
Приймемо 8 {= 8 = 10 мм.
Зазори між стінками корпусу і торцями шестерні:
А = (0,8-г-1, 0) Ј> б [ЛШ]; (4.16)
Приймемо А = 8 = 10 ЛШ.
Відстань від осі зубчатого колеса до стінки корпусу:
Д, = 0,5 <2 + Д; (4.17)
Л, = 0,5-208.6 + 10 = 114.3 [ЛШ].
Відстань від осі шестерні до стінки корпусу:
A 2 = 0,5 d al +28; (4.18)
Д 2 = 0,5-51.39 + 2-11 = 48 [іш].
Діаметри болтів кріплення фланців і кришки редуктора:
з1 Б ^ 1,25-ф \>% [ЛШ]; (4.19)
d E> 1,25 - ^ 1000 = 12.5 [ЛШ].
Вибираємо болти й Б = 12.5 мм.
Призначаємо ширину фланця х х »2,2 d h = 27.5 мм. На відстані х 2 = 5 ло <від внутрішньої стінки корпусу симетрично щодо осей коліс влаштовуємо вибрані підшипники кочення, габарити яких були визначені нами вище. На відстані х 3 = 15 мм від зовнішнього торця розташовують хвостовики валів, діаметри яких відомі, а довжини визначимо наступним чином: l xl = B = {Z - l) e + 2 f;
l xi = 55 [ЛШ]
1 х2 = \ \ 5 [мм].
СПИСОК ЛІТЕРАТУРИ
1. Іванов В.М. Деталі машин. -М: Вища школа, 1984.
2. Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник для технікумів. С.А. Чернавський и др. - М.: Машинобудування, 1979.