Выдержка из текста работы
Для того чтобы составить математическое описание объекта расчета и по возможности просто решить задачу, в инженерных расчетах реальные конструкции заменяют идеализированными моделями или расчетными схемами. При расчетах на прочность по существу несплошной и неоднородный материал деталей рассматривают как сплошной и однородный, идеализируют опоры, нагрузки и форму деталей. При этом расчет становится приближенным. В приближенных расчетах большое значение имеет правильный выбор расчетной схемы, умение оценить главные и отбросить второстепенные факторы.
Погрешности приближенных расчетов существенно снижаются при использовании опыта проектирования и эксплуатации аналогичных конструкций. В результате обобщения предшествующего опыта вырабатывают нормы и рекомендации, например нормы допускаемых напряжений или коэффициентов запасов прочности, рекомендации по выбору материалов, расчетной нагрузки и пр. Эти нормы и рекомендации в приложении к расчету конкретных деталей приведены в справочной литературе. Неточности расчетов на прочность компенсируют в основном за счет запасов прочности. При этом выбор коэффициентов запасов прочности становится весьма ответственным этапом расчета. Заниженное значение запаса прочности приводит к разрушению детали, а завышенное — к неоправданному увеличению массы изделия и перерасходу материала. В условиях большого объема выпуска деталей общего назначения перерасход материала приобретает весьма важное значение.
Факторы, влияющие на запас прочности, многочисленны и разнообразны:
-степень ответственности детали;
-однородность материала и надежность его испытаний;
точность расчётных формул и определения расчетных нагрузок;
-влияние качества технологии;
-условий эксплуатации и пр.
Если учесть все разнообразие условий работы современных машин и деталей, а также методов их производства, то станут очевидными большие трудности в раздельной количественной оценке влияния перечисленных факторов на значение запасов прочности. Нормы запасов прочности не являются стабильными. Их периодически корректируют по мере накопления опыта и роста уровня техники.
Цель работы: спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера.
Объект исследования: привод цепного конвейера.
Предмет исследования: цепной конвейер.
Методы исследования: теоретический анализ литературы, кинематический расчет привода.
1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням
Согласно заданию необходимо спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера по схеме в соответствии с рисунком 1 с графиком нагрузки в соответствии с рисунком 2.
1-электродвигатель; 2-клиноременная передача; 3-червячная передача; 4-прямозубая цилиндрическая передача; 5-муфта; 6-коническая открытая зубчатая передача
Рисунок 1. Схема привода к вертикальному валу цепного конвейера
Срок службы привода-8 лет, Ксут=0,2; Кгод=0,5; ПВ=1
Рисунок 2. График нагрузки
Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.д.
Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации, требуемая мощность и частота вращения вала.
Потребная мощность электродвигателя: N1дв=N6/?общ
Общий КПД привода, с учетом потерь на трение в подшипниках:
?общ=?рем·?черв·?зуб·?кон·?муф=0,95·0,9·0,96·0,95·0,99=0,77196
?рем=0,95 средний КПД клиноременной передачи
?черв=0,9 КПД с числом захода червяка Z1=4
?зуб=0,96 средний КПД зубчатой передачи
?кон=0,95 КПД открытой зубчатой передачи
?муф=0,99 средний КПД муфты
N?дв=4,9/0,77196=6,347 кВт
По табл. 22[1] выбираем электродвигатель N=7,5 кВт, типа 4А132М4УЗ, n=1500 об/мин, S=3,0%, Тпус/Тнм=2,0.
Действительное число оборотов двигателя: пдв=псдв·(1-S/100)
nдв=1500·(1-3/100)=1455 об/мин (1)
Обороты на тихоходном валу конической передачи: n6=30·?6/?
n6=30·0,2?/?=6 об/мин (2)
Общее передаточное отношение конвейера: Uобщ=nдв/n6
Uобщ=1455/6=242,5 (3)
Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода. По рекомендациям:
Uрем?7[2]; Uчерв=8?80; Uзуб?6,3; Uкон?8.
Для червячно-цилиндрических редукторов: при передаточном отношении редуктора Uред>50 передаточное отношение червячной передачи:
Uчерв=6,3.
Дальнейшие варианты по разбивке ступеней с учетом того, что на последней передаче (т.е. конической) моменты максимальные, принимаем по ряду:
Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=3,15-уменьшаем ременную:
Uчерв=6,3, Uзуб=4,00, Uкон=3,55, Uрем=2,71-принимаем.
Угловые скорости валов:
?1=?·nдв/30=3,14·1455/30=152,29 рад/сек
?2=?1/Uрем=152,29/2,71=56,20 рад/сек
?3=?2/Uчерв=56,2/6,3=8,921 рад/сек
?4=?3/Uзуб=8,921/4=2,23 рад/сек
?5=?4
?6=0,2·?=0,63 рад/сек
Числа оборотов на валах:
n1=nдв=1455 об/мин
n2=n1/Uрем=1455/2,71=536,90 об/мин
n3=n2/Uчерв=536,9/6,3=85,222 об/мин
n4=n3/Uзуб=85,222/4=21,31 об/мин
n5=n4
n6=n5/Uкон=6 об/мин
Мощность на валах:
N1=6,347 кВт
N2=N1·?рем=6,347·0,95=6,03 кВт
N3=N2·?черв=6,03·0,9=5,43 кВт
N4=N3·?зуб=5,43·0,96=5,21 кВт
N5=N4·?муф=5,21·0,99=5,16 кВт
N6=N5·?кон=5,16·0,95=4,9 кВт
Крутящие моменты на валах:
Т1=N1/?1=6347/152,29=41,68 Н·м
Т2=N2/?2=6030/56,2=107,30 Н·м
Т3=N3/?3=5430/8,921=608,68 Н·м
Т4=N4/?4=5210/2,23=2336,32 Н·м
Т5=N5/?5=5160/2,23=2313,90 Н·м
Т6=N6/?6=4900/0,63=7777,78 Н·м
2. Расчет клиноременной передачи
Выбор сечения ремня:
При N1=6,347 кВт, n=1455 об/мин выбираем тип А.
По табл. 9.4 [3]: lр=11,0; W=13, T0=8,0, площадь сечения А=0,81 см2, масса одного метра ремня m=0,10 кг/м, расчетная длина ремня Lр=560?4000, ?L=Lp-LВН=33 мм, dmin=90 мм.
Принимаем диаметр меньшего шкива по ряду в соответствии с рекомендациями, d1 >dmin d1=100 мм.
Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения S=0,01:
d2=d1•Uрем•(1-S)=100•2,71•(1-0,01)=268,29 мм (4)
Принимаем d2=280 мм.
Межосевое расстояние:
amin =0,55(d1+d2)+T0=0,55(100+280)+8=217 мм. (5)
amax =d1+d2=100+280=380 мм. (6)
Среднее aср=(amin+amax )/2=298,5 мм принимаем aср=315 мм
Расчетная длина ремня:
Lр=2а+?/2·(d1+d2)+(d2-d1)2/(4·a)=
=2·315+3,14/2·(100+280)+(280-100)?/(4·315)=1252,31 мм (7)
По табл.9.4[3] принимаем Lр=1250 мм ближайшее
Уточняем межосевое расстояние:
а=0,25·[(Lp-?)+] (8)
?=0,5·?·(d1+d2)=0,5·3,14·(100+280)=596,6 мм (9)
у=((d2-d1)/2)2=((280-100)/2)2=8100 мм2 (10)
а=0,25·[(1250-596,6)+v(1250-596,6)2-8·8100]=0,25·(653,4+601,774)=313,8 мм
Угол обхвата меньшего шкива:
?1=180-57·=180-57(280-100)/313,8=147? (11)
Определяем коэффициенты необходимые для определения расчётной мощности, руководствуясь таблицами:
-коэффициент угла обхвата C?=0,92 значение получено интерполяцией;
-коэффициент длины ремня CL=0,93;
-коэффициент режима работы Cр=1,1; цепные транспортеры. Тип двигателя I; смены при kсут=0,2; 24 часа•0,2=4,8 часа. Принимаем 1 смену;
-коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте Cz=0,9 при предварительно принятом числе ремней Z=4?6.
Номинальная мощность Р0 по таблице 8[4] для типа A и d1=100; UР=2,152; n=1450 об/мин, интерполяцией получаем Р0=1,50 кВт.
Расчетная мощность: Рр=Ро·С?·СL/Ср=1,5·0,92·0,93/1,1=1,167 кВт
Число ремней: Z=N1/(Рр·Сz)=6,347/(1,167·0,9)=6,04
Принимаем Z=6 ремней.
Натяжение каждой ветви одного ремня:
So=850·N1·Ср·СL/(Z·V·С?)+?·V2 (12)
V=?·d1·n1/60=3,14·100·1455/60=7,61 м/сек (13)
?=0,18 для сечения Б
So=850·6,347·1,1·0,93/(6·7,61·0,93)+0,18·7,612=141,81 м (14)
Сила, действующая на валы:
Fп=2·S0·Z·sin =2·141,81·6·sin(147?/6)=1701,72·sin 24,5?=705,69 Н
Рабочий ресурс клиноременной передачи для ремней с кордшнуром:
Н0=Nоц =5700·10?·1250·6/(60·3,14·100·1455)=1560 час
где Nоц -число циклов, выдерживаемых ремнем; для ремней с кордшнуром всех сечений Nоц=5,7·106
Установленный стандартом ресурс при среднем режиме 2000 часов.
Время работы привода за 8 лет:
t?=Lгод·365·кгод·24·ксут·ПВ=8·365·0,5·24·0,2·1=7008 час
Количество замен ремней за 8 лет: Кз==7008/1560=4,49 раз т.е. одна замена 8 лет/4,49=1,8 года.
Шкивы для приводных клиновых ремней выполняют по ГОСТ 20898-80
прямозубый цилиндрический червячный колесо
3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи
3.1 Предварительное межосевое расстояние
а1=(Uзуб+1)· (15)
где к=315 для прямозубой передачи; Tp1-расчетный момент, Н·м:
Tp1=Tmax•кНД••кН,
где Тmax=T4=2336,32 нм.
Коэффициент долговечности: кНД=кНЕ·?1
Коэффициент эквивалентности по графику нагрузки будет:
кНЕ==0,6775(16)
В соответствии с рекомендациями принимаем материалы:
Шестерни: 40Х, Д=125, S=80, НВ1 сердцевины=269-302, HRC поверхности=45-50, Vв=900, ?т=750, улучшение+закалка ТВЧ.
Колеса: 40Х, Д=125, S=90, НВ2сер=269-302, ?в=900, ?т=750 МПа улучшение. HRCпов=45-50 по графику рис. 3.1. [5] соответствует НВ=450 (шестерня).
Определяем соотношение
НВ1=НВ2•9vUзуб
НВ1=450
НВ2vUзуб=(269+302)/2v4=333,04
т.е. НВ1>НВ2•vUзуб, 450>333,04
поэтому лимитируем колесо.
Считаем наработку колеса:
N=t? 60·n4·c=7008·60·21,31·1=8,96·10 циклов
t?=7008 час
n4=21,31 об/мин
с=1, так как за один оборот зуб входит в зацепление один раз
База контактных напряжений при НВ2=285,5 будет:
NHG=25·106 циклов
Считаем коэффициент долговечности: кнд=0,6775•3v8,96·106/20·106=0,52
Коэффициент нагрузки: кН=кН?·кН?·кНV
кН?=1 для прямозубых передач коэффициент распределения нагрузки.
Предварительное значение окружной скорости:
V1= (17)
n3=85,222 об/мин (шестерня)
Тmax=T4=2336,32 Н·м (колесо)
Uзуб=4
?а=0,315 коэффициент ширины зубчатого венца.
CV=14 т.4.9 (ТВЧ1+У2 прямозубая)
V?=85,222/(103·14)·3v2336,32·103/(42·0,315)=0,47 м/сек
По т.4.10. [5] степень точности передачи будет 9.
По т.4.11. [5] коэффициент динамичности передачи будет.
Кнv=1,05 (при НВ2?350)
Коэффициент концентрации нагрузки: кН?=кН?0·(1-х)+х?1,05
кН?0 принимаем в зависимости от отношения:
=0,315•(4+1)/2=0,788 (18)
кН?0=1,4 интерполяцией.
Коэффициент режима:
x=?=0,475 (19)
кН?=1,4•(1-0,475)+0,475=1,21
кН=1•1,21•1,05=1,27
Тр1=2336,32•0,52•1,27=1542,91 Н·м
Допускаемое контактное напряжение для колеса из стали 40Х и формуле:
[?н]==585,82 МПа (20)
Межосевое: а=(4+1)•3v(315/(582,7•4))2•1542,91•103/0,315=223,63 мм
по ряду стр.51 принимаем а=224.
Ширина колеса: в2=а·?а=224•0,315=70,56 мм
принимаем в2=71 мм.
Действительная скорость:
V==2•0,224•3,14•85,222/(4+1)•60=0,400 м/сек (21)
V?V1, то кН?, кНV, кН? не уточняем, коэффициент нагрузки кН остается тот же.
3.2 Проверочный расчет по контактным напряжениям
?н=к· (22)
?н=315•(4+1)/(224•4)•v(4+1)/71•1542,91•103=579,43 МПа (23)
разница между фактическим и допускаемым:
·100%=100%•(582,7-579,43)/582,7=0,56% (24)
Допускается недогруз 10% и перегруз 3%. У нас недогруз 0,56 %.
3.3 Расчет на перегрузку (по колесу) в момент пуска двигателя, или по графику нагрузки
?н max=?н•?[?]max (25)
[?]max =2,8·?T=2,8·750=2100 МПа (26)
-наибольшее допускаемое контактное напряжение
=1,4 по графику
?н max=579,43•v1,4/0,52=950,74 МПа
950,74<2100-проходит
3.4 Определение модуля
m1= (27)
где окружная сила Ft==2336,32•(4+1)/(224•4)=13037,5•103 Н
к=5 для прямозубых передач
в1=в2•1,12=71•1,12=79,52 мм
принимаем в1=80 мм-ширина шестерни.
Допускаемое напряжение на изгиб (для колеса):
[?]F===293,66 МПа (28)
Коэффициент долговечности по изгибу: кFD=кFE·?1
m=6 (колесо улучшенное, оно лимитирует у нас)
N=8,96•106 наработка колеса
NFG=4•106 база изгибных напряжений
кFE-коэффициент эквивалентности по изгибу (переработанная).
кFE==0,818
кFD=0,818•v8,96•10/4•10=0,9357 (29)
Коэффициент нагрузки по изгибу: кF=кF?·кF?·кFV
кF?=1 коэффициент распределения нагрузки с.92 для прямозубых
кF?-коэффициент концентрации нагрузки при НВ2<350
кF?=кF?0·(1-x)+x?1,04
кF?0 принимаем при в/d1=0,788; схема передачи 6; твердости а; интерполяцией кF?0?1,91
кF?=1,91•(1-0,475)+0,475=1,478
кFV-коэффициент динамичности, принимаем: для 9 степени, скорости 1 м/сек, твердость а, числитель: кFV=1,13.
кF=1•1,478•1,13=1,67
модуль m1=5•13037,5•0,9357•1,67/(71•293,66)=4,89
Принимаем стандартный модуль из ряда: m=6,3
3.5 Предварительные размеры передачи
Суммарное число зубьев:
Z??=2•a/m=2•224/6,3=71,11 (если дробное, то округляем до ближайшего меньшего). Принимаем Z?=71 Число зубьев шестерни:
Z11= (число зубьев должно быть не меньше Z1>=13), (30)
Z11=71/(4+1)=14,2 (31)
округляем до ближайшего целого Z1=16.
Число зубьев колеса: Z2=71-16=55
Фактическое передаточное: Uф=Z2/Z1=55/16=3,438
Расхождение:
U=100 %=(3,438-4)/4•100 %=-14,05 % (32)
допускается до 4 %, т.е. проходит.
При Z1<17 делают высотную коррекцию, у нас смещение x1=x2=0.
3.6 Проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни
?F1=·Ft·кFD1·кF (33)
b1=80, m=6,3, Ft=13037,5 H, кF=1,67, кFD1=1 (34)
КFD1-коэффициент долговечности по изгибу у шестерни будет (m=9-т.к. закалка)
КFD1=кFE1·?1 (35)
кFE1==0,875 (36)
N1=t?·60·n3·c=7008•60•85,222•1=35,834•10 циклов
КFD1=0,875•v(35,834•10)/(4•10)=1,11638 Принимаем КFD1=1
YF1=4,28 интерполяцией (при x=0 и z1=16)
Y?=1 для прямозубой передачи.
?F1=4,28•1/(80•6,3)•13037,5•1•1,67=184,895, проходит т.к.
?F1<[?]F1-допускается перегруз 5 %.
[?]F1=420 (для шестерни закаленной ТВЧ, из стали 40Х).
3.7 Проверка фактического напряжения изгиба по колесу
?F2=·Ft·кFD1·кF=3,65•1/(71•6,3)•13037,5•0,9357•1,67=166,24 МПа
где b2=71; m=6,3; кFD=0,9357
YF2=3,65 при Z2=55 и х=0
[?]F2=293,66 МПа см. ранее, т.е. колесо тоже проходит 186,69<293,66
3.8 Проверка на перегруз по изгибу
?Fmax=?F·?[?]Fmax (37)
Допускаемое максимальное на изгиб будет:
Для колеса [?]Fmax2=2,7·HB2=2,7·285,5=770,8 МПа
Для шестерни [?]Fmax1=1260 МПа
Действительные напряжения максимальные на изгиб:
Колесо ?Fmax2=166,24•1,4/0,9357=248,73 МПа — проходит
Шестерня ?Fmax1=184,895•1,4/1=258,85 МПа — проходит
3.9 Геометрические параметры передачи
Делительные диаметры: d1=m•Z1=6,3•16=100,8 мм
d2=m•Z2=6,3•55=346,5 мм
Диаметры окружности выступов: da1=d1+2m=100,8+2•6,3=113,4 мм
da2=d2+2m=346,5+2•6,3=359,1 мм
Диаметры окружности впадин: df1=d1-2,5m=100,8-2,5•6,3=85,1 мм
df2=d2-2,5m=346,5-2,5•6,3=330,8 мм
а=d1/2+d2/2=100,8/2+346,5/2=223,65 мм
3.10 Силы в передаче
Ft=T4/(d2/2)=2336,32/(0,347/2)=13485,253
Н-окружное усилие, уточненное значение
Fr=Ft·tg 20?=13485,253•0,364=4908,63 Н-радиальное усилие
4. Расчет червячной передачи
4.1 Исходные данные
Червяк: N2=6,03 кВт, Т2=107,3 Н·м, 2=56,2 р/сек, n2=536,9 об/мин.
Червячное колесо: N3=5,43 кВт, T3=608,68 Н·м, 3=8,921 р/сек, n3=85,222 об/мин.
кHE=0,6775; кFE1=0,875; Uчерв=6,3; t?=7008 час; ПВ=1
4.2 Выбор материала червяка и червячного колеса, расчет межосевого расстояния
Ожидаемая скорость скольжения червячного колеса:
Vск1==4•536,9/105•?v608,68•103=1,82 м/сек (38)
коэффициент эквивалентности для червячной передачи:
кHE=0,6775·1=0,6775 (39)
Выбираем материал группы IIа:
Vск1=1,82, кНЕ=0,6775 бронзу:
Это БрА10Ж4Н4 т.к. кНЕ гораздо больше 0,4, то принимаем заливку в кокиль: ?в=650 МПа, ?т=430 МПа
Для Vск=1,82 м/сек, принимаем СV=1,33-коэффициент, учитывающий износ.
Тогда допускаемое контактное напряжение:
[?]Н=СV·0,9·?B=1,33•0,9•650=778,05 МПа (40)
Наработка на колесе N=35,6•106 циклов.
Коэффициент долговечности по контактным напряжениям:
кНД=кНЕ·0,6775•?v•35,6•106/10•106=1,034 (41)
Коэффициент долговечности по изгибу:
кFD=кFE·0,875•v35,6•106/106=1,301 (42)
Принимаем червяк из стали 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости HRC=56-63.
Предварительно коэффициент нагрузки: к1=к?1·кv1
Коэффициент концентрации: к?1=0,5·(к?0+1)
заходность червяка при Uчерв=8>Z1=4 по рекомендациям, тогда начальный коэффициент концентрации к?0=1,3 тогда: к?1=0,5·(1,3+1)=1,15
Коэффициент динамичности кV=1, тогда коэффициент нагрузки будет:
к1=1,15·1=1,15 (43)
Предварительное межосевое расстояние:
а1=61·=61·=61•?v608,68•10?•1,034•1,15/778,05=64,74 мм
принимаем ближайшее: а=71 мм.
4.3 Определение предварительных параметров
Число зубьев колеса: Z21=Z1•U=4•6,3=25,2
Модуль: m=(1,4?1,7)·=(1,41,7)•71/25,2=3,94?4,79
Принимаем модуль из значений m=4 и 10. Предварительно принимаем m=4.
Коэффициент диаметра червяка: q1==2•71/4-25,2=10,3
принимаем q=8.
Коэффициент смещения:
Х==1/4•[71-4/2•(25,2+8)]=+1,15 (44)
Угол подъема витка червяка на начальном цилиндре:
??=arctg• (45)
??=arctg•4/(8+2•1,15)=arctg(0,39)=21°19?
Длина шлифуемых червяков при (Z1=4, X=+0,5):
b1=b10+4·m=(12,5+0,1·Z2)·m+4·m=(12,5+0,1•25,2)•4+4•4=76,1=76 мм
Ширина венца червячного колеса: b2=0,315·a=0,315•71=22,365=22 мм
4.4 Проверка фактического контактного напряжения
?н= (46)
делительный диаметр колеса: d2=m·Z2=4•25,2=100,8 мм
начальный диаметр червяка: d?1=m·(q+2·x)=4•(8+2•1,15)=41,2 мм;
фактическая скорость скольжения:
Vск==3,14•41,2•536,9/(60000•0,9324)=1,242 (47)
Коэффициент концентрации:
к?=1+·(1-х)=1+(25,2/98)?•(1-0,475)=1,0089, (48)
где ?=98-коэффициент деформации.
Коэффициент режима: x=0,475 см. ранее.
Скорость колеса: V2==3,14•100,8•85,222/6•10=0,450 м/сек
Для этой скорости степень точности передачи 9.
Коэффициент динамичности: кV=кHV=1,05 интерполяцией для скорости V2=0,45 м/сек
Тогда коэффициент нагрузки: к=к? кV=1,0089•1,05=1,0593
Расчетный момент: Тр=Тmax·кНД·к=608,68•1,034•1,0593=666,70 Н·м
Напряжение будет: ?Н=480/100,8•v666,7•10?/41,2=605,8 МПа
Уточняем допускаемое напряжение по фактической скорости скольжения:
При Vск=1,242 м/сек >СV=1,36
Рассчитываем: [?]Н=СV·0,9·?B=1,36•0,9•650=796 МПа
Недогруз по напряжению: ·100%=(605,8-796)/796•100%=-23,89 %
Недогруз до 10 %.
4.5 Проверка статической контактной прочности
Предельное контактное напряжение:
[?]Hmax=4??т=4?430=1720 МПа-допускаемое (группа 1б) (49)
Максимальное контактное напряжение действующее:
[?]Hmax=?H =605,8•v1,4•1/1,034=704,91 МПа (50)
4.6 Проверка напряжения изгиба
Допускаемое: [?]F=0,25·?T+0,08·?B=0,25•430+0,08•650=159,5
Напряжение изгиба в зубьях колеса действительное: ?F=·Ft2·кFD·к
Эквивалентное число зубьев колеса: =25,2/0,93243=31,088
откуда коэффициент формы зуба интерполяцией YF=1,787
Окружная сила на колесе: Ft2==2•608,68•10?/100,8=12,077•103 Н
Напряжение: [?]F=1,787•0,9324/(1,3•4•41,2)•12077•1,301•1,0593=129,44
проходит
4.7 Проверка статической прочности на изгиб
Предельное напряжение изгиба: [?]Fmax=0,8·?T=0,8•430=344 МПа
?Fmax=?F =129,44•1,4/1,301=139,29 (51)
Проходит т.к. 344>139,29
4.8 Основные параметры червячной передачи
а=71 мм- межосевое расстояние;
Uчерв=6,3-передаточное отношение;
Z1=4-заходность червяка;
Z2=25,2-число зубьев колеса;
m=4-модуль;
q=8-коэфициент диаметра червяка;
х=+1,15-коэфициент смещения;
??=21°19?-угол подъема витка червяка на начальном цилиндре;
b1=76 мм-длина червяка;
b2=22 мм-ширина венца червячного колеса;
d2=100,8 мм- делительный диаметр колеса;
dw1=41,2 мм- начальный диаметр червяка
Делительный диаметр: d1=m•q=4•8=32 мм
Диаметр впадин витков: df1=d1-2,4m=32-2,4•4=22,4 мм
Диаметр вершин витков: da1=d1+2m=32+2•4=40 мм (в соответствии с рисунком 3).
Рисунок 3. Основные параметры червячной передачи
Угол подъема на делительном диаметре червяка:
? =arctg=arctg(4/8)=arctg(0,5)=26°34? (52)
Диаметр вершин зубьев червячного колеса:
da2=d2+2•m•(1+x)=100,8+2•4•(1+1,15)=118 мм (53)
Наибольший диаметр червячного колеса:
daМ2=da2+6•m/(Z1+2)=118+6•4/(4+2)=122 мм (54)
Диаметр впадин зубьев червячного колеса:
df2=d2-2•m•(1,2-x)=100,8-2•4•(1,2+1,15)=100,4 мм (55)
Радиус закругления колеса: Ra=0,5•d1-m=0,5•32-4=12 мм
Rf=0,5•d1+1,2•m=0,5•32+1,2•4=20,8 мм
4.9 Силы в передаче
Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке: Ft2=Fа1=12077 Н
Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе:
Ft1=Fа2==2•107,3•103/41,2=5209 Н (56)
Радиальная сила при ?=20?: Fr=Ft2·tg ?=12077•0,364=4396,0 Н
5. Расчет конической передачи (с круговым зубом)
Шестерня: N5=5,16 кВт; Т5=2313,9 Н·м; ?5=2,23 рад/сек; n5=21,31 об/мин
Колесо: N6=4,9 кВт; T6=7777,78 Н·м; ?6=0,63рад/сек; n6=6 об/мин; Uкон=3,55, t?=7008 час; кНЕ=0,6775.
Материал шестерни: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ2=269-302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение+закалка ТВЧ.
Материал колеса: сталь 35 ХМ; D=200 мм; S=125 мм; НВ1=269?302; HRC=48?53; ?В=920; ?Т=750; улучшение; HRCпов=48?53 соответствует по графику НВ=490
5.1 Предварительный диаметр основания делительного конуса колеса
d?е2=165· (57)
расчетный момент: Т?р=Тmax·кНД·кН
Определяем соотношение =·
=490
·=•v3,55=329 (5.1.2)
т.е.
поэтому лимитирует колесо.
Наработка колеса N=t?·60·n6·c=7008•60•6•1=2,52•106циклов
База контактных напряжений при =315>NHG=20·106 циклов
Коэффициент долговечности:
кНД=кНE·=0,6775•3v2,52•106/20•106=0,340 (58)
Коэффициент нагрузки: к?Н=к?Н?·кН?·к?НV
Предварительная окружная скорость:
V?m==21,31/(103•10)•3v7777,78•103/3,552=0,18 м/сек
где CV=10 (коническая, ТВЧ1+У2),
для V?m=0,18 степень точности будет 9.
Коэффициент распределения нагрузки: к?Н?=1,1.
Отношение ширины колеса к среднему диаметру шестерни:
=0,166•v3,55?+1=0,612 (59)
Коэффициент концентрации: к’Н?=
где начальный коэффициент концентрации для схемы 2, интерполяцией, твердость а: к’Н?=2,4
Коэффициент режима x=0,475(раньше определили):
к’Н?=v2,4•(1-0,475)+0,475=1,317 (60)
Коэффициент динамичности: к’НV=1,01 (знам, V=1)
Коэффициент нагрузки поэтому: к’Н=1,1•1,317•1,01=1,463
а расчетный момент: T’p=7777,78•103•0,34•1,463=3868,8•103 Н•мм
Допускаемое контактное напряжение (высокий перепад твердостей):
[?]Н==((2•285,5+70)/1,1)•(1,27/v3,55)=652,00 (61)
SH=1,1-коэффициент безопасности.
при ТВЧ1+У2: ?Н=1,13+0,13U=1,13+0,13•3,55=1,5915
И так d’e2=165·=165•?v3,55•3868,8•103/(6522•1,5915)=450,1 мм
По ряду принимаем dе2=450
5.2 Проверка фактического контактного напряжения
Vm==факт.скорость=0,857•0,45•3,1416•6/60=0,121 м/сек
различие незначительно, поэтому коэффициенты кН?, кН?, кНV берем прежними и кН тогда тоже останется прежним.
Фактическое контактное напряжение:
?H=
?Н=2120/450•v3,55•7777,78•103•0,34•1,463/(450•1,5915)=652,41
Превышение <3%
Если недогруз, то отношение не должно быть меньше 0,85 у нас =652,41/652=1,00
5.3 Проверка по максимальному контактному напряжению
?Нmax=?Н·?[?Н]max (62)
[?Н]max=2,8·?Т=2,8·750=2100
?Нmax=652,41•v1,4/0,34=1323,87
1323,87<2100. Проходит.
5.4 Определение модуля
Число зубьев колеса: Z»2=к·=14•v3,55?•v450=64,3312
к=14
Число зубьев шестерни: Z’1==64,3312/3,55=18,12
Принимаем ближайшее Z1=18
Z’2=U·Z1=3,55•18=63,9
Принимаем Z2=64
Фактическое передаточное: Uф==64/18=3,556
Отклонение: ?U=·100%=(3,556-3,55)/3,55•100%=0,17%<4%
Торцовый модуль: mte==450/64=7,03
5.5 Проверка прочности зубьев колеса на изгиб
Напряжение изгиба
?F=·Ft·KFD·KF
Угол делительного конуса: ?2=arctg U=arctg 3,556=74?18?
Биэквивалентное число зубьев колеса, при угле наклона линии зуба в середине колеса ?m=35?: ZVn2==64/0,55•cos(74?18?)=429,84=430
относительное смещение для Z1=18 и передаточному U=3,56 интерполяцией (для шестерни)
Принимаем для колеса xh1=-0,31; xh2=+0,31-для шестерни
Коэффициент формы зуба колеса:YF2=3,63 (x=-0,31 Zvn=430)
Ширина венца: b’=0,285·Re
Внешнее конусное расстояние:
Re==450/2•v1+(1/3,55?)=233,76 мм (63)
b’=0,285•233,76=66,6 мм (64)
Принимаем b=71.
Коэффициент ?F=0,85+0,043·Uкон=0,85+0,043·3,556=1,003
Окружная сила: Ft==2•7777,78•103/0,857•450=40336,0 Н
Коэффициент долговечности для зубьев улучшенных:
(65)
KFE=0,818 (для 6-й степени считали раньше)
N=2,52•106 (считали раньше)
NFG=4•106 база
KFD =0,818•v2,52•106/4•106=0,7574
Коэффициент нагрузки: KFE=KF?·KF?·KFv
KF?=0,91 при 8-й степени точности
Коэффициент концентрации: KF?=?1,08
Начальный коэффициент =0,612 раньше считали;
K0F?=2,01
KF?=v2,01•(1-0,475)+0,475=1,2370
Коэффициент динамичности (для Vm=0,121 м/сек 9-я степень; а; знаменатель) KFv=1,04, тогда: KF=0,91•1,237•1,04=1,1707
Напряжение: ?F2=3,63•1,17•40336•0,7574•1,1707/7,03•71•1,003=303,42 МПа
Допускаемое напряжение: [?]F==318,9 МПа
Превышение до 5 %: =(318,9-303,42)/318,9•100%=4,85%
Проходит.
Проверка статической прочности колеса
Наибольшее допускаемое напряжение: [?]F2max=2,7·HB2=2,7·285,5=770,85
Действительное максимальное напряжение:
?F2max=?F2·=303,42•1,4/0,7574=560,85 т.е. проходит<770
5.6 Проверка прочности зубьев шестерни на изгиб
?1=90?-?2=90?-74?18?=15°42? (66)
Биэквивалентное число зубьев: ZVn1==18/(0,55•cos 15°42?)=34
коэффициент формы зуба (ZVn1=34, xn1=+0,22) YF1=3,595 интерполяцией.
Напряжение изгиба в шестерне: ?F1=
?F1=3,595•1,17•40336•0,9395•1,1707/7,03•71•1,003=372,74 МПа
KFD=KFE·?1
KFD=0,718•?v8,96•106/4•106=0,9395
KFE=0,818 (для 6-й степени считали).
N=t?·60·n5·c=7008·60·21,31•1=8,96•106
(для 9-й степени считали).
Допускаемое напряжение для HRC=48?53: [?]F1=?Flim10=420 МПа
Проходит>372,74
Проверка статической прочности
Наибольшее допускаемое напряжение: [?]F1max=1400
Действительное:
[?]F1max=?F1·=372,74•1,4/0,9395=555,44
Проходит
5.7 Геометрический расчет
Z1=18; Z2=64; dе2=450; U=3,556; Re=233,76; в=71; ?m=35?; xn1=0,31; ?1=15°42′, ?2=74?18′
Число зубьев плоского колеса: Zc==v182+642=66,48
Среднее конусное расстояние: R=Re-0,5в=233,76-0,5•71=198,26
Расчетный модуль в среднем сечении:
mnm==2•198,26•0,81915/66,48=4,89 (67)
Высота головки зуба в расчетном сечении:
hа1=(1+хh1)·mnm=(1+0,31)•4,89=6,4059 мм (68)
hа2=(1+хh1)·mnm=(1-0,31)•4,89=3,3741 мм (69)
Высота ножки зуба в расчетном сечении:
hf1=(1,25-хh1)·mnm=(1,25-0,31)•4,89=4,5966 мм (70)
hf2=(1,25+хh1)·mnm=(1,25+0,31)•4,89=7,6284 мм (71)
Угол ножки зуба:
?F1=arctg=arctg(4,5966/198,26)=arctg(0,0232)=1°20′ (72)
?F2=arctg=arctg (7,6284/198,26)=arctg(0,0385)=2°12′ (73)
Угол головки зуба: ?a1=?f2=2°12′
?a2=?f1=1°20′
Угол конуса вершин: ?a1=?1+?a1=15°42’+2°12’=17°54′
?a2=?2+?a2=74°18’+1°20’=75°38′
Угол конуса впадин: ?f1=?1+?f1=15°42′-1°20’=16°22′
?f2=?2+?f2=74°18′-2°12’=72°06′
Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец: ?hae1=0,5·b·tg?a1=0,5•71•tg2°12’=1,3632 мм
?hae2=0,5·b·tg?a2=0,5•71•tg1°20’=0,82715 мм
Внешняя высота головки зуба: hae1=ha1+?hal1=6,4059+1,3632=7,7691 мм
hae2=ha2+?hal2=3,3741+0,82715=4,2013 мм
Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец: ?hfe1=?hae1=0,82715 мм
?hfe2=?hae2=1,3632 мм
Внешняя высота ножки зуба: hfe1=hf1+?hfe1=4,5966+0,82715=5,4238 мм
hfe2=hf2+?hfe2=7,6284+1,3632=8,9916 мм
Внешняя высота зуба: hE=hae1+hfe1=hae2+hfe2=13,1929 мм
Диаметр основания конуса шестерни: de1=de2·=450•18/64=126,56 мм
Можем выполнить вал шестерню, т.к. предельный диаметр заготовки у нас 200 мм, а диаметр вершин зубьев:
de1=de+2·hae1·cos ?1=126,56+2•7,7691•cos15?42’=141,519 мм (74)
dуа2=de2+2·hae2·cos ?2=450+2•4,2013•cos74?18’=452,274 мм (75)
Диаметр впадин зубьев:
dfe1=de1-2·hfe1·cos ?1=126,56-2•5,4238•cos15?42’=116,117 мм (76)
dfe2=de2-2·hfe1·cos ?2=450-2•8,9916•cos74?18’=445,134 мм (77)
5.8 Силы в зацеплении конических передач
Окружная сила: Ft=40336 Н — ранее. Примем правый наклон зуба шестерни и направление ее вращения по часовой стрелке.
Осевая сила на шестерне: Fa1=Ft·?a,
где ?а=0,444·sin ?1+0,7·cos ?1=0,444•sin15?42’+0,7•cos15?42’=0,79404
Fa1=40336•0,79404=32028,4 Н
Радиальная сила на шестерне: Fr1=Ft·?r,
где ?r=0,444·cos ?1-0,7·sin ?1=0,444•cos 15?42′-0,7•sin15?42’=0,23802
Fr1=40336•0,23802=9600,8 Н
Осевая сила на колесе: Fa2=-Fr1=-9600,8 Н
Радиальная сила на колесе: Fr2=-Fa1=-32028,4 Н
6. Ориентировочный расчет вала червяка
В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (в соответствии с рисунком 4.):
Рисунок 4. Конструктивная схема вала червяка
Диаметр выходного конца вала:
d???v16•107300/(3,14•20)=30,12 мм (78)
Принимаем d=32 мм. Диаметр под манжету dм=35 мм, Д=55 мм, В=10 мм.
Диаметр резьбы под гайку стопорную: М36х1,5, Д=55 мм, Н=10 мм.
Размеры шайбы стопорной: толщина S=1,6 мм.
Диаметр вала под подшипник: dп=40 мм.
Принимаем подшипник средней серии № 7308 Д=90 мм, Т=25,5, В=23, С=66 кН, С0=47,5. Переходной диаметр d2=41.
Диаметр вала под радиальный подшипник № 408: dп=40, Д=100, В=27, С=63,7, С0=36,5.
Выбираем размеры шпонки, для диаметра d=32: в=10, h=8, t1=5, t2=3,3.
Рассчитываем рабочую длину шпонки:
lp>=2•107300/(32•(8-5)•80,0)=27,94=28 мм
где [?]см- допускаемое напряжение смятия, при стальной ступицы и спокойной нагрузке 80…120 МПа; при чугунной вдвое меньше.
Общая длина: lш=lp+в=28+10=38 мм
принимаем общую длину lш=40 из ряда.
Длина вала под шкив будет: L+10 мм=40+10=50 мм.
По полученным размерам на миллиметровке прочерчиваем эскизную проработку узла червяка (конструируем).
7. Ориентировочный расчет промежуточного и тихоходного вала редуктора
В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (в соответствии с рисунком 5.):
Рисунок 5. Конструктивная схема промежуточного и тихоходного вала редуктора.
Схема уточняется в процессе расчета и конструирования.
7.1 Тихоходный вал
Диаметр выходного конца: d???v16•2336320/(3,14•18)?87,11 мм
T4=2336,32 Н·м=2336320 Н·мм, [?]=18 для вала из стали 45. Принимаем d=90 мм.
Диаметр под сальник dс=95 с учетом того, что на выходной конец насаживается полумуфта.
Диаметр под подшипник dп=100.
Принимаем радиальный шарикоподшипник № 320 средней серии Д=215, В=47, Сдин=174 кН, Сстат=132 кН.
Диаметр под зубчатое колесо dк=105.
Диаметр буртика колеса dб=110.
Зазор между шестерней и корпусом: ?2=0,8·?, где толщина стенки корпуса ?=2·?6, где максимальный момент на тихоходном валу:
Tmax=TH·m·i·?=·m·i·?, (79)
где Pн- номинальная мощность двигателя, Pн=7,5 кВт=7500 Вт; ?=152,29 рад/сек
m=2 кратность пускового момента к номинальному;
i=Uрем·Uзуб·Uчерв=2,71•4•6,3=68,29
?=?муф·?зуб·?черв·?кон·?рем=0,99•0,96•0,9•0,95=0,81
Тmax=7500/152,29•2•68,29•0,81=5448,312 Н·м
?=2•4v0,1•5448,312=9,66 мм, принимаем ?=10
?2=0,8·?=0,8·10=8 мм
Зазор между вершинами зубьев колеса и корпусом
?3=1,25·?=1,25•10=12,5=13 мм
Размер шпонки выходного конца вала:d=90, в=25, h=14, t1=9, t2=5,4.
Рабочая длина шпонки:
lp>=2•2336320/90•(14-9)•80=129,8 мм (80)
Общая длина шпонки: lш=lp+129,8+25/2=142,3 мм
Примем по ряду lш=160
Расчетная длина вала (уточняется по принятой муфте): lв=160+5=165 мм.
Размеры шпонки под колесо для O105: d=105, b=28; h=16; t1=10; t2=6,4
Рабочая длина шпонки:
lp>=2•2336,32•950/105•(16-10)•120=58,72 мм (81)
Общая длина шпонки: lш=lp+в=58,72+28=86,72 мм
Принимаем по ряду lш=90 мм
7.2 Промежуточный вал
Определяем диаметр вала под червячным колесом:
d??=v16•608680/3,14•19=54,7 мм (82)
Принимаем d=55 мм, где T3=608,68 Н·м=608680 Н·мм.
[?]=19 для стали шестерни 40x.
Подбираем шпонку для d=55 мм: b=16 мм, h=10 мм, t1=6 мм, t2=4,3
Рабочая длина:
lp>=2•608680/55•(10-6)•120=46,11 мм (83)
Общая длина lш=lp+в=46,11+16=62,11 мм
Принимаем lш=63 мм по ряду
Назначаем диаметр под втулку 53; и под подшипник 50.
Принимаем подшипник № 7310: d=50; Д=110; T=29,5; B=29; с=23; C=100 кН; С0=75,5 кН.
Другие диаметры назначаем конструктивно 65 и 60.
Длины вала x1 и x2 назначаются после конструктивной проработки (прочерчивания) на миллиметровке. В том числе прочерчивается и вид сбоку (справа) редуктора.
7.3 Конструкция зубчатого колеса и червячного колеса
Для зубчатого:
диаметр ступицы: Дст=1,5·dв+10=1,5•105+10=167,5=168 мм
толщина обода: ?0=2,5·mn+2=2,5·6,3+2=17,8=18 мм
Для червячного колеса (в соответствии с рисунком 6.):
Рисунок 6. Конструкция червячного колеса
Dст=1,5·dв+10=1,5•55+10=92,5=93 мм
?0=2,5·m+2=2,5•4+2=12 мм
2·m+1=2•4+1=9 мм
d==22/4=5,5 мм
h==6/2=3 мм
Ra=12
Rf=20,8
7.4 Выбор и конструирование крышек для подшипников
На тихоходный вал принимаем в качестве сквозной крышки: крышка торцовая с канавкой для уплотнительного кольца (по ГОСТ 11641-73);
Крышка 2-215?92 ГОСТ 11641-73.
В качестве глухой крышки: торцовую глухую крышку:
Крышка 22-215 ГОСТ 18511-73
На промежуточный вал торцовые глухие крышки:
Крышка 22-110 ГОСТ 18511-73
Т.к. межосевое расстояние между валами мало для наружных диаметров крышек, то выполняются лыски:
Если же и это не проходит, то конструируем закладные крышки (в соответствии с рисунком 7.).
Рисунок 7. Закладные крышки
8. Выбор муфты
Расчетный вращающий момент: Тр=kрТном4
kр=1,5-коэффициент режима работы для цепного транспорта.
Тном4-номинальный вращающий момент на 4-м валу, который можно определить: Тном4=·?рем·?черв·?зуб=7500/2,23•0,95•0,9•0,96=2760,538 Н·м
Рном=7,5 кВт — номинальная мощность двигателя.
Тр=1,52760,538=4140,807 Н·м.
Для данных нагрузок и скоростей подходят муфты: кулачково-дисковые по ГОСТ 20720-75, цепные по ГОСТ 20742-81, зубчатые по ГОСТ 5006-55.
Цепные не проходят по нашим характеристикам Тр=4140,807 Н·м и d=90 мм.
Зубчатые считаем допускаемый момент: Тном·К1·К2·?[Т]
К1=1,5-коэффициент ответственности передачи
К2=1,5-коэффициент режима.
2760,5381,51,5=6211,211 Н·м
Принимаем муфту: d=90 мм; [Т]=8000 Н·м; пmах=2800; L=235; c=5.
т.е. длина вала под полумуфту будет (235-5):2=115 мм.
Ранее рассчитанные размеры Lр=129,8 мм.
Поэтому принимаем материал шпонки [?]см=120 МПа, тогда рабочая длина Lр=86,53 мм; общая длина Lш=86,53+(25/2)=107,7. Принимаем по ряду Lш=110 и длина вала L=115.
Т.е. может применить гостовскую зубчатую муфту.
9. Проверочные расчеты
9.1 Проверка тихоходного вала на сопротивление усталости
9.1.1 Расчетная схема
Ft=13037,5 H-окружное усилие
Fr=4908,63 H-радиальное усилие
Тu=2336,32 Н·м-крутящий момент на валу.
Fk=13·=13•3v2336,322=2288,93 Н- радиальная сила от муфты, приложена в середине под полумуфтой, направление как у Ft.
9.1.2 Определение опорных реакций в вертикальной плоскости и построение эпюр изгибающих моментов
?МD=0
FK·410-RBв·287,5+Ft·215=0
RBв=(2289•410+13037,5•215)/287,5=13014 Н
?МB=0
FK·122,5-Ft·72,5+RDв·287,5=0
RDв=(13037,5•72,5-2288,93•122,5)/287,5=2312 Н
Проверка: -FK+RDв+RBв-Ft=0
-2289+2312+13014-13037,5=0
Изгибающие моменты:
В точке В: МuB=-Fk·122,5·10-3=-2288,93•0,1225=-280 Н·м
В точке Г: МuГ=RDв•215•10-3=2312•0,215=497 Н·м
9.1.3 Определение опорных реакций в горизонтальной плоскости и построение эпюр изгибающих моментов
?МD=0
RBг·287,5-Fr·215=0
RBг=4908,63•215/287,5=3670,8 Н
?МB=0
Fr·72,5-RDГ·287,5=0
RDг=4908,63•72,5/287,5=1237,8 Н
Проверка: -RBг+Fr-RDг=0
-3670,8+4908,6-1237,8=0
Изгибающие моменты в точке Г:
МuГ=-RBг•72,5•10-3=3670,8•72,5•10-3=-266,1 Н·м (84)
9.1.4 Построение эпюр суммарных изгибающих моментов для горизонтальной и вертикальной плоскости
Суммарная точка это точка Г (в соответствии с рисунком 8.):
Мu?==v4972+-2802=570,4 Н·м (85)
Рисунок 8. Эпюры суммарных изгибающих моментов для горизонтальной и вертикальной плоскости.
9.1.5 Построение эпюр крутящих моментов
Т4=2572,9 Нм
В соответствии с эпюрами Мu? и Mкр опасным сечением, подлежащим проверке на сопротивление усталости является сечение Г. Здесь два концентратора напряжений: шпоночная канавка и посадка с натягом. Доминирующее значение имеет шпоночная канавка, поэтому в расчет принимаем ее.
9.1.6 Расчет на сопротивление усталости
Принимаем материал вала сталь 45: по т.4.5-длина любая, диаметр любой, ?в=600 МПа, нормализация, НВсердцевины=179-207, ?т=320 МПа.
Общий коэффициент запаса прочности: S=
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
(86)
По касательным: (87)
Предел выносливости материала при симметричных циклах изгиба и кручения для нашей стали: ?-1=0,43·?в=258 МПа
?-1=0,58·?-1=0,58·258=149,64 МПа
Эквивалентные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении k?=1,6; k?=1,635-принимаем для валов со шпоночными канавками интерполяцией для стали ?в=600 МПа.
Масштабные факторы для нормальных и касательных напряжений принимаем: ??=0,7; ??=0,59.
?-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности, принимаем ?=1.
Коэффициенты ??=0,05; ??=0 принимаем по данным.
Амплитуда циклов нормальных напряжений для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при изгибе.
?а= (88)
Wнетто= (89)
Wнетто=3,14•0,1053/32-0,028•0,01•(0,105-0,01)2/2•0,105=0,000102 м3
?а=570,4/0,000102=5592157 Па=5,59 МПа
Амплитуда циклов касательных напряжений для валов со шпоночными канавками и момент сопротивления при кручении.
?а= (90)
Wкнетто= (91)
Wкнетто=3,14•0,1053/16-0,028•0,01•(0,105-0,01)2/2•0,105=0,000215 м3
?а=2336,32/(2•0,000215)=5433302Па=5,43 МПа (92)
Среднее напряжение нормальных напряжений: ?m==0
Поэтому: S?=258•106/(1,6/(1•0,7))•5,59•106+0,05•0=20,19
S?=149,64•106/(1,635/0,59)•5,43•106=9,945
S=20,19•9,945/v20,192+9,9452=8,92-коэффициент запаса
Допускаемое S=2,5?3 т.е. проходит.
9.2 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
n4=n5=21,31 об/мин.
Значит, проверяем по динамической грузоподъемности (при n>10 об/мин).
Номинальная долговечность в часах: Lh=
p=3 для шарикоподшипников;
n=21,31 об/мин;
с=174 кН — динамич. грузоподъемность подшипника по каталогу № 320;
p=Fr·V·кб·кm-эквивалентная нагрузка;
V=1-коэффициент вращения колец подшипника;
Кб=1,5-т.12.27 для редукторов;
Кт=1,05-для температуры 125?;
Fr==v130142+3670,82=13522 Н
Lh=106/(60•21,31)•(174000/(13522•1•1,5•1,05))3=426538 час
При годовой работе 7008 час:
ресурс работы 61 года=426538/7008.
10. Расчет размеров корпуса редуктора и элементов редуктора
Рекомендуемые зависимости приведены на примере одноступенчатого редуктора по корпусу (в соответствии с рисунком 9.):
Рисунок 9. Одноступенчатый редуктор.
dб=?10 мм
к=2,7·dб
dф=1,25·dб или=0,036·а+12
h1- принимается после прочерчивания.
Число фланцевых болтов dф при межосевом расстоянии:
-а=100?350 п=4
-а=400?500 п=6
По принятым расчетным параметрам (Таблица 1.) прочерчивается редуктор.
Таблица 1 Расчетные параметры
|
Толщина стенки |
?, ?1 |
?=0,25·a+1мм ?1=0,02·a+1мм ?min=7мм |
|
|
Зазор между стенкой и вращающимися деталями |
a1 |
(3?6)m |
|
|
Диаметр винтов крышки смотрового люка |
d3 |
0,5d?M6 |
|
|
Ширина платика смотрового люка |
(2,0-2,2)d3 |
||
|
Толщина фланцев |
b, b1 |
b=1,5·?, b1=1,5·?1 |
|
|
Наружный диаметр крышки подшипника |
Dкр |
D=(4,0-4,4)d’ |
|
|
Диаметр прилива |
D? |
Dкр+(5-6)мм |
|
|
Расстояние от края расточки до оси болта |
l |
(1,0-1,2)dc |
|
|
Расстояние между осями болтов |
a? |
(1,1-1,2)dc |
|
|
Расстояние между болтами на фланцах |
lв |
(10-12)d |
|
|
Толщина проушины |
S |
(1,5-2,0)·?1 |
|
|
Диаметр отверстия в проушине |
dn |
(1,5-2,0)·?1 |
|
|
Радиус подъёмных крючьев |
R’ |
(1,5-2,0)·? |
|
|
Ширина подъёмных крючьев |
h |
(2,0-3,0)·? |
|
|
Диаметр фиксирующих штифтов |
dшт |
(0,7-0,8)·d |
11. Ориентировочный расчет конической вал-шестерни
В соответствии с рекомендациями разрабатываем следующую конструктивную схему (в соответствии с рисунком 10.).
Рисунок 10. Конструктивная схема
Метод расчета: (ориентирован на предыдущие рекомендации) диаметр вала по муфте и конической шестерни по размерам предыдущих расчетов.
Диаметр под сальник dc=100
Диаметр под резьбу: гайки круглые шлицевые ГОСТ 11871-66, М=105х2.
Диаметр под подшипник № 7522 d=110, D=200, Т=56, В=53, С1=46.
Конструкция крышек ориентируется на стр.116[4].
Схема подшипников: установка L=(2-2,5) (в соответствии с рисунком 11).
Рисунок 11. Схема установки подшипников.
(93)
Размер к: принять конструктивно.
По принятым расчетным параметрам прочерчивается узел вал- шестерни.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Согласно заданию был спроектирован привод к вертикальному валу цепного конвейера.
Был произведен кинематический расчет привода, выбран электродвигатель, определено передаточное число, была произведена разбивка по ступеням. Был произведен расчет клиноременной передачи, прямозубой цилиндрической передачи, проверочный расчет по контактным напряжениям, на перегрузку (по колесу) в момент пуска двигателя, по графику нагрузки. Определен модуль, предварительные размеры передачи.
Проведена проверка фактического напряжения изгиба зубьев шестерни, фактического напряжения изгиба по колесу, на перегруз по изгибу.
Определены геометрические параметры передачи, силы в передаче, силы в зацеплении конических передач.
Был произведен расчет червячной передачи, конической передачи (с круговым зубом), ориентировочный расчет вала червяка, ориентировочный расчет промежуточного и тихоходного вала редуктора.
Был выбран материала червяка и червячного колеса, основные параметры червячной передачи, выбор и конструирование крышек для подшипников.
Произведена проверка фактического контактного напряжения, напряжение статической контактной прочности, напряжения изгиба, статической прочности на изгиб, по максимальному контактному напряжению, фактического контактного напряжения, прочности зубьев колеса на изгиб, прочности зубьев шестерни на изгиб.
Выбрана конструкция тихоходного вала, промежуточного вала зубчатого колеса и червячного колеса
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Чернавский С. А. «Проектирование механических передач» 1984 г. с. 372.
2. Куклин Н. Г. «Детали машин» 1984 г. с. 117.
3. Шейнблит А. Е. «Курсовое проектирование деталей машин» 1991г. с. 327.
4. В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» т.2, 1978 г. с. 272.
5. В.И. Анурьев «Справочник конструктора-машиностроителя» т.3, 1978 г. с. 272.
6. Анурьев В.И. т.2 «Справочник конструктора-машиностроителя» с. 295.
7. Годик Е.И. «Справочное руководство по черчению» с. 349.
8. Богданов «Справочное руководство по черчению» с. 408.
Размещено на Allbest.ur
