Кінематичний розрахунок приводу Визначення кінематичних

Кінематичний розрахунок

Дано: кН; м / с; D = 0,5 м.

1. Визначимо потужність на валу зірочки конвеєра

P 5 = Ft * v = 5,5 * 1, 5 = 8, 25 кВт.

Визначимо загальний ККД приводу

h заг = h р * h Ц2 * h м * h п 4 = 0,97 * (0,97) 2 * 0,99 * (0,99) 4 = 0,87

Згідно підручника «Курсове проектування деталей машин» стор.5, значення ККД механічних передач

h цил = 0,97

h рем = 0,97

h муфти = 0,99

h підшитий = 0,99

2. Визначимо потужність на валу двигуна

P ед = P 5 / h заг = 9,48 кВт

З таблиці «Асинхронні двигуни серії 4А, закриті обдуваються (за ГОСТ 19523-81)" при P ед. = 11 кВт і синхронної частоти обертання n ед = 1500 об / хв ковзання становить s = 2,8%, тип двигуна 132 МЧ

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Визначимо частоту обертання зірочки

n 4 = 60 * v / p * D = 60 * 1,5 / 3,14 * 0,5 = 57,3 (об / хв)

Номінальна частота обертання двигуна:

n ном = n з (1 - s) = 1500 * (1-0,028) = 1458 об / хв

Передаточне відношення приводу

u заг = n ном / n р = 1458/57, 3 = 25,4

Згідно Чернавський С.А. стр 7 середні значення u:

для зубчастих передач 2-6, ремінних 2-4

Нехай u цил = 3, тоді

Визначаємо кінематичні параметри на кожному валу привода

Вал 1:

P 1 = P ед = 9, 48 кВт

n 1 = n ед = 1458 (об / хв);

T 1 = 9550 * P 1 / n 1 = 62, 1 Н * м

Вал 2:

P 2 = P 1 * h р ем * h п одш = 9, 48 * 0,9 7 * 0,99 = 9,1 кВт;

n 2 = n 1 / u р ем = 1 458 / 2,8 = 520, 7 (об / хв);

T 2 = T 1 * u р ем * h р ем * h п одш = 167 Н * м

Вал 3:

P 3 = P 2 * h цил * h п = 9, 1 * 0,9 7 * 0,99 = 8, 74 кВт;

n 3 = n 2 / u ц = 520, 7 / 3 = 173, 6 (об / хв);

T 3 = T 2 * u ц * h цил * h п = 481 Н * м

Вал 4:

P 4 = P 3 * h цил * h п = 8, 7 4 * 0,9 7 * 0,99 = 8, 39 кВт;

n 4 = n 3 / u ц = 173,6 / 3 = 7 травень 1987 (об / хв);

T 4 = T 3 * u ц * h цил * h п = 1386 Н * м

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Вал 5:

P 5 = P 4 * h МУФ * h п = 8, 2 кВт;

n 5 = n 4 = 5 Липень 1987 (об / хв);

T 5 = T 4 * h м * h п = 1358 Н * м

Розрахунок циліндричних зубчастих коліс редуктора

Зубчасті передачі закриті, укладені в окремий корпус.

Відповідно умові колесі виготовлені із Сталі 40Х. Вид термообробки - поліпшення. Шестірня - Сталь 40ХН, ТО - гартування. Відповідно гол. III табл .3.3. Чернавський С.А. твердість для шестірні 280 НВ, колесо 260 НВ.

3. Допустимі контактні напруги:

За табл.3.2, глава III для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів НВ <350 і ТО поліпшенням

При тривалій експлуатації коефіцієнт довговічності KHL = 1; коефіцієнт безпеки

Для косозубих и х зубчас их коліс:

Для шестірні: МПа

Для колеса:

Розрахункове допустиме контактне напруження:

МПа

за прийнято

080402 КП 03.00.00. ПЗ

4.Т. к. колеса розташовані симетрично, то за т 3.1. стор.32

і коефіцієнт ширини вінця по міжосьовому відстані

Міжосьова відстань з умови контактної витривалості активних поверхонь зубів

мм

за ГОСТ 2185-66 = 160 мм

мм

за ГОСТ 2185-66 = 224 мм

5. Нормальний модуль зачеплення

мм

мм

приймаємо по ГОСТ 9563-60 * мм, мм.

6. Кут нахилу зубів β = 10 °

Визначимо число зубів шестерні і колеса

1). приймаємо = 31

Уточнюємо кут нахилу зубів

2). приймаємо = 36

Уточнюємо кут нахилу зубів

7. Основні розміри шестерні і колеса

Діаметри ділильні:

1). (Мм)

(Мм)

080402 КП 03.00.00. ПЗ

2). (Мм)

(Мм)

Перевірка: (Мм)

8. Діаметри вершин зубів

1). мм

мм

2). мм

мм

9. Ширина колеса

1). мм

2). мм

Ширина шестерні

1). мм

2). мм

10. Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

1).

2).

11. Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

1). м / с

2). м / с

Приймаються 8-ю ступінь точності.

12. Коефіцієнт навантаження

Значення у таблиці 5 стор 39

1). = 1,03

2). = 1,03

Значення у таблиці 4 стор 39

1). = 1,09

2). = 1,06

Значення у таблиці 6 для косозубих коліс стор.40

1). = 1

2). = 1

080402 КП 03.00.00. ПЗ

1). = 1,12

2). = 1,09

13. Перевірка контактних напружень

МПа

МПа

14. Сили, що діють в зачепленні

окружна:

1). кН

2). кН

радіальна:

1). Н

2). Н

осьова:

1). Н

2). Н

15. Перевіряємо зубці на витривалість по напруженням вигину

- Коефіцієнт навантаження

За табл.3.7 при , = 1,08

За табл.3.8 = 1,25

- Коефіцієнт, що враховує форму зуба і залежить від еквівалентного числа зубців :

для шестерні стор.42

1).

2).

080402 КП 03.00.00. ПЗ

для колеса

1).

2).

Напруга, що допускається:

по табл.3.9 НВ

Для шестерні МПа; для колеса МПа

- Коефіцієнт безпеки, т.к = 1, то

Допустимі напруги:

для шестерні МПа

для колеса МПа

Знаходимо відносини

для шестірні:

1).

2).

для колеса:

1).

2).

Розрахунки ведемо для шестернею першого і другого зачеплень:

1).

2).

для середніх значень коефіцієнта торцевого перекриття і 8-го ступеня точності

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Перевіряємо міцність зуба:

1).

Па < = 288 МПа

2). Па < = 288 МПа

Умова міцності виконано.

Попередній Розрахунок Валов

1. Матеріал Сталь 40Х ГОСТ 4548-71

Приймаються напруга, що допускається

ШВИДКОХІДНИХ:

2. Діаметр вихідного кінця вала (під шків)

З розрахунків

Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду

ГОСТ 6636-69

Довжина щаблі

Діаметр під ущільнення кришки з отвором і підшипник

де t = 2.5. - Висота буртика (Шейнбліт, стор.109)

Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду

ГОСТ 6636-69

Діаметр під шестерню:

де r = 3 - координата фаски підшипника

Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду

ГОСТ 6636-69

визначається графічно по ескізної компонуванні

В = 69 (мм) - ширина шестерні

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Під підшипник

= B = 19 (мм) - для кулькових підшипників.

Тихохідний.

Діаметр вихідного кінця вала (під шків)

З розрахунків

Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду

ГОСТ 6636-69

Довжина щаблі

Діаметр під ущільнення кришки з отвором і підшипник

де t = 3.5. - Висота буртика (Шейнбліт, стор.109)

Діаметр під колесо:

де r = 3,5 - координата фаски підшипника

Приймаються найближче більше значення із стандартного ряду

ГОСТ 6636-69

визначається графічно по ескізної компонуванні

В = 89,6 (мм) - ширина колеса

Під підшипник

= B = 28 (мм) - для кулькових підшипників.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Вибір і перевірка довговічності підшипника.

Діаметр першого колеса (колеса швидкохідної передачі) - 245 мм;

Діаметр другого колеса (шестерні тихохідної передачі) - 118 мм.

Сили, що діють в зачепленні, швидкохідна передача.

Окружна - Ft = 2 T 2 / d 1 = 1363,2 H

Радіальна - Fr = Ft * = 1363,2 * = 512,4 Н

Осьова - Fa = Ft * tg b = 1363,2 * 0,259 = 353,1 Н

Сили, що діють в зачепленні, тихохідна передача.

Окружна - Ft = 2 T 4 / d 1 = 23491,2 H

Радіальна - Fr = Ft * = 23491,2 * = 8860 Н

Осьова - Fa = Ft * tg b = 23491,2 * 0,2773 = 6523,2 Н.

Проміжний вал.

Визначення реакцій в підшипниках.

Побудова епюр згинаючих і крутних моментів.

Дано:

1. Вертикальна площина.

Визначаємо опорні реакції

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Перевірка:

Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі Х в перерізах 1. .4

2. Горизонтальна площина.

Визначимо опорні реакції

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Перевірка:

Будуємо епюру згинальних моментів відносно осі Y у перерізах 1. .4

3. Будуємо епюру крутних моментів.

4. Визначимо сумарні згинальні моменти в найбільш навантажених перетинах.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Підшипник кочення

Відповідно до Шейнбліт (стор.111):

Лівий підшипник:

Підшипник радіальний кульковий однорядний

Серія особливо легка.

Схема установки - з одного фіксує стороною.

Типорозмір 111.

Правий підшипник:

Підшипник радіально-упорний роликовий конічний однорядний

Серія особливо легка.

Схема установки - враспор.

Типорозмір 7111.

Геометричні параметри:

Лівий підшипник:

d = 55мм

D = 90мм

B = 18мм

r = 2мм

Правий підшипник:

d = 55мм

D = 90мм

B = 23мм

r = 2мм

Статистичні параметри:

Вантажопідйомність:

Лівий підшипник:

Динамічна C = 28,1 кН

Статична З o = 17,0 кН

Правий підшипник:

Динамічна C = 57кН

Статична З o = 45,2 кН

Номінальна довговічність (ресурс) шарикопідшипника:

С - динамічна вантажопідйомність;

Р - еквівалентна навантаження;

Т. к. , То еквівалентна навантаження:

V-коефіцієнт; при обертанні внутрішнього кільця V = 1;

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Відповідно до табл.9.18, 9. 19 (Чернавський С.А., стр.212)

= 0,56

= 1,99 = 1,49

Розрахункова довговічність:

627 (млн. об)

1266 (млн. об)

Розрахункова довговічність:

Швидкохідний вал.

Визначає реакцію опор.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Підшипник кочення

Відповідно до Шейнбліт (стор.111):

Лівий і правий підшипник:

Підшипник радіальний кульковий однорядний

Серія легка.

Схема установки - з одного фіксує стороною.

Типорозмір 209 ГОСТ8338-75.

Геометричні параметри:

d = 45мм

D = 85мм

B = 19мм

r = 2мм

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Статистичні параметри:

Вантажопідйомність:

Динамічна C = 33,2 кН

Статична З o = 18,6 кН

Номінальна довговічність (ресурс) шарикопідшипника:

С - динамічна вантажопідйомність;

Р - еквівалентна навантаження;

Т. к. , То еквівалентна навантаження:

V-коефіцієнт; при обертанні внутрішнього кільця V = 1;

Відповідно до табл.9.18, 9. 19 (Чернавський С.А., стр.212)

= 0,56

= 1,99

Розрахункова довговічність:

24673 (млн. об)

Розрахункова довговічність:

Тихохідний вал.

Визначаємо реакції опор.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Підшипник кочення

Відповідно до Шейнбліт (стор.111):

Лівий і правий підшипник:

Підшипник радіальний кульковий однорядний

Серія легка.

Схема установки - з одного фіксує стороною.

Типорозмір 217 ГОСТ8338-75.

Геометричні параметри:

d = 85мм

D = 150мм

B = 29мм

r = 3мм

Статистичні параметри:

Вантажопідйомність:

Динамічна C = 83,2 кН

Статична З o = 53,0 кН

Номінальна довговічність (ресурс) шарикопідшипника:

С - динамічна вантажопідйомність;

Р - еквівалентна навантаження;

Т. к. , То еквівалентна навантаження:

V-коефіцієнт; при обертанні внутрішнього кільця V = 1;

Відповідно до табл.9.18, 9. 19 (Чернавський С.А., стр.212)

= 0,56

= 1,99

Розрахункова довговічність:

74 (млн. об)

Розрахункова довговічність:

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Уточнений розрахунок валів.

Проміжний вал.

Вал 3, Перетин 1 (А-А)

Матеріал валу - сталь 40Х, s У = 600 МПа (по табл.3.3). Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки. Крутний момент T = 481 Н * м

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

s -1 = 0,43 * s в = 0,43 * 600 = 258 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

t -1 = 0,58 * s -1 = 150 МПа.

Згинальні моменти

Результуючий згинальний момент:

= 331119

Моменти опору перерізу нетто (d = 65 мм; b = 16 мм; t 1 = 6 мм):

а) Момент опору крученню:

б) Момент опору вигину:

Амплітуда номінальних напруг вигину:

, S m = 0.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

За таблицями 8.5 і 8.8 (стр.163-166 [1]) визначимо ряд коефіцієнтів: .

Визначимо коефіцієнти запасу міцності:

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Умова дотримано.

Вал 3, Перетин один (Б-Б)

Матеріал валу - сталь 40Х, s У = 600 МПа (по табл.3.3).

Крутний момент T = 481 Н * м

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

s -1 = 0,43 * s в = 0,43 * 600 = 258 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

t -1 = 0,58 * s -1 = 150 МПа.

Згинальні моменти

M ¢ = D x4 * 60 = 326 640

M ¢ ¢ = Dy 4 * 60 + Fa 3 * 59 = 464 877

Результуючий згинальний момент:

= 657604

Моменти опору перерізу нетто (d = 65 мм; b = 16 мм; t 1 = 6 мм):

а) Момент опору крученню:

б) Момент опору вигину:

Амплітуда номінальних напруг вигину:

, S m = 0.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

За таблицями 8.5 і 8.8 (стр.163-166 [1]) визначимо ряд коефіцієнтів: .

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Визначимо коефіцієнти запасу міцності:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Умова дотримано.

Швидкохідний вал.

Вал 2, Перетин 1 (А-А)

Матеріал валу - сталь 45, термообробка - покращення, s У = 780 МПа (по табл.3.3).

Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

s -1 = 0,43 * s в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

t -1 = 0,58 * s -1 = 193 МПа.

Моменти опору перерізу нетто (d = 38 мм; b = 16 мм; t 1 = 6 мм):

а) Момент опору крученню:

б) Момент опору вигину:

Згинальні моменти

M ¢ = R x * 54 = 36774

M ¢ ¢ = Ry * 54 + Fa * 42,5 = 19878

Результуючий згинальний момент:

= 41802

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Амплітуда номінальних напруг вигину:

, S m = 0.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

За таблицями 8.5 і 8.8 (стр.163-166 [1]) визначимо ряд коефіцієнтів: .

Визначимо коефіцієнти запасу міцності:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Умова дотримано.

Вал тихохідний.

Вал 4, Перетин 1 (А-А)

Матеріал валу - сталь 45, термообробка - покращення, s У = 780 МПа (по табл.3.3).

Це перетин при передачі обертаючого моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпоночной канавки.

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

s -1 = 0,43 * s в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

t -1 = 0,58 * s -1 = 193 МПа.

Моменти опору перерізу нетто (d = 78 мм; b = 20 мм; t 1 = 7,5 мм):

а) Момент опору крученню:

б) Момент опору вигину:

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Прийнявши у ведучого валу довжину посадочної частини під муфту дорівнює довжині напівмуфти l = 105мм, отримаємо згинальний момент у перерізі А-А від консольної навантаження М =

Амплітуда номінальних напруг вигину:

, S m = 0.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

За таблицями 8.5 і 8.8 (стр.163-166 [1]) визначимо ряд коефіцієнтів: .

Визначимо коефіцієнти запасу міцності:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Умова дотримано.

Вал 4, Перетин 1 (Б-Б)

Матеріал валу - сталь 45, термообробка - покращення, s У = 780 МПа (по табл.3.3).

Концентрація напружень обумовлена ​​наявністю шпоночной канавки. Крутний момент T = 1386 Н * м

Межа витривалості при симетричному циклі згину:

s -1 = 0,43 * s в = 0,43 * 780 = 335 МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напруг:

t -1 = 0,58 * s -1 = 193 МПа.

Згинальні моменти

M ¢ = Rx5 * 70 = 47705

M ¢ ¢ = Ry 5 * 70 + Fa 2 * 171 = 1143083

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Результуючий згинальний момент:

= 1144078

Моменти опору перерізу нетто (d = 78 мм; b = 20 мм; t 1 = 7,5 мм):

а) Момент опору крученню:

б) Момент опору вигину:

Амплітуда номінальних напруг вигину:

, S m = 0.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напруг:

За таблицями 8.5 і 8.8 (стр.163-166 [1]) визначимо ряд коефіцієнтів:. .

Визначимо коефіцієнти запасу міцності:

Загальний коефіцієнт запасу міцності:

Умова дотримано.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Перевірка шпонок

Параметри шпонки взяті з табл.8.9 (стр.169 [1]).

Напруга зминання вузьких граней шпонки не повинно перевищувати допустимого, тобто має задовольнятися умова

Для швидкохідного колеса.

Шпонка 20Х12Х63 ГОСТ 23360-78

lp - робоча довжина шпонки; lp = l - b (для шпонки з округленими торцями).

Перевірка на зминання:

Перевірка на зріз:

= 130 МПа;

Умова задоволено.

Для тихохідного колеса.

Шпонка 25Х14Х100 ГОСТ 23360-78

Перевірка на зминання:

Перевірка на зріз:

= 130 МПа;

Умова задоволено.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

На підпорядкованому Шків

Шпонка 10Х8Х50 ГОСТ 23360-78

Перевірка на зминання:

Перевірка на зріз:

= 130 МПа;

Умова задоволено.

Для МУВП на четвертому валу.

Шпонка 22Х14Х90 ГОСТ 23360-78

Перевірка на зминання:

Перевірка на зріз:

= 130 МПа;

Умова задоволено.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Конструктивні розміри корпусу редуктора.

Товщина стінок корпусу та кришки: d = 0,0025 а +3 = 0,025 * 250 +1,5 = 7,75 мм,

приймаємо d = 8мм; d 1 = 0,02 * 250 +3 = 8, приймаємо d 1 = 8.

Товщина фланців поясів корпуса й кришки:

Верхнього пояса корпуса і пояса кришки:

нижнього пояса корпуса:

приймаємо p = 20мм.

Внутрішня стінка корпусу:

Приймаються зазор між торцем шестерні внутрішньою стінкою А1 = 1,2 d = 12 мм.

Приймаються зазор від окружності вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпусу А = d = 10 мм.

Для запобігання витікання мастила всередину корпусу і вимивання пластичного мастильного матеріалу рідким маслом із зони зачеплення встановлюємо мазеудержівающіе кільця. Їх ширина визначає розмір y = 8 ¸ 12 мм. Приймаються 10 мм.

Згідно Цехновіч «Атлас деталей машин».

Діаметр фундаментальних болтів

Вибираємо болти М16.

Звідси діаметр під отвір

Діаметр стяжних болтів, які з'єднують корпус і кришку редуктора

Вибираємо болти М16.

Товщина фланця (согл. атласу) (1,25 dc + d) + (1,25 dc +5) = (1.25 * 14 + 10) + (1.25 * 14 +5) = 50 мм.

Кришка підшипника на вал 3 згідно Цехновіч «Атлас Деталей Машин» стор.43 - d Б = М8, кількість - 6.

Наскрізна кришка на вал 4 згідно Атласу - d Б = М12, кількість - 6. висота головки гвинта - 8 мм + шайба товщиною 3,0 мм = 11 мм.

Наскрізна кришка на вал 2 згідно Цехновіч «Атлас Деталей Машин» - d Б = М8, кількість - 4. висота головки гвинта - 5,5 мм + шайба товщиною 2,0 мм = 7,5 мм.

Товщина фланця під гвинти в фундамент - 1,5 * d Ф = 24 мм.

Пробка для контролю і спуску мастила - М16х1, 5 згідно з ГОСТ 9150-81 (Атлас стор.54).

Маслоуказателе жезловий - стор.55, табл.55. за діаметр 10 мм.

Сорт масла вибираємо по табл.10.29 (Шейндбліт) стор.241, в залежності від контактного напруги в зубах і фактичної окружної сили коліс.

Звідси - І-40-А 68 ГОСТ 17479.4-87.

Рівень масла:

hmin = 2,2 m = 9,8 мм.

m <= hM <= 0.25 d 2 = 65 мм.

080402 КП 03.00.00. ПЗ

Список використаної літератури:

1. Чернавський С.А., Боков К.Н., Чернин І.М., Іцкович Г.М. «Курсове проектування деталей машин» - 2-е видання, перероб. і доп. - М.: Машинобудування, 1987.

2. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. «Конструювання вузлів і деталей Машин» - 4-е видання, перероб. і доп. - М.: Вищ. Шк., 1985.

3. Іванов М.М. «Деталі Машин» - 5-е видання, перероб. і доп. - М.: Вищ. Шк., 1991.

4. Шейндбліт А.Є. «Курсове проектування деталей Машин» - М.: Вищ. Шк., 1991.

5. Кузьмін А.В., Чернин І.М., Козинцев Б.С. «Розрахунки деталей машин» - 3-е изд., Перераб. і доп. - Мн.: Вищ. шк., 1986.

6. Орлов П.І. «Основи конструювання: довідково-методичний посібник» У 2-х кн. - Изд.3-е, испр. - М.: Машинобудування, 1988.

7. 080402 КП 03.00.00. ПЗ