3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи
Ранее были определены мм, мм, b=50 мм.
Определяем диаметры вершин:
мм
мм
Диаметр впадин зубьев:
мм
мм
Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):
Примем число зубьев шестерни =24
Число зубьев колеса:
*U=24*2,5=60
Внешний окружной модуль:
мм
По таблице 9.1[3] принимаем =2,25 мм
Уточняем значения и :
мм
По таблице 9.4[3] принимаем =140 мм
Конусное расстояние:
мм
Ширина зубчатого венца:
мм
По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм
Внешний делительный диаметр шестерни:
мм
Углы при вершине начальных конусов:
ctg;ctg2,5=; =68,198`; =90-=90-68,198=21,802`
Средний делительный диаметр шестерни:
=2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2 мм
Средний окружной модуль:
4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи
Ранее были определены мм, мм, b=21 мм.
Диаметры вершин зубьев:
мм
мм
Диаметр впадин зубьев:
мм
мм
Произведём расчёт быстроходного вала:
Определим выходной конец вала:
,
где T1=34.47Нм
мм
Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя: мм
Принимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники мм.
Рассчитаем промежуточный вал:
Диаметр ступени для установки на неё колеса:
,
где Tпр=88.53 Нм
мм
Принимаем dк=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=30 мм.
Расчёт тихоходного вала.
Назначаем материал: Сталь 45.
Термообработка: улучшение.
Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:
МПа
МПа
Определяем диаметр выходного конца вала:
мм, где МПа
Выбираем диаметры вала:
d=40 мм – диаметр в месте посадки муфты
dп=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников
dк=55 мм – диаметр в месте посадки колеса
5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктораОпределяем длины вала:
c=80 мм
,
где lст=74 – ширина ступицы (округлена)
x=10 мм
w=60 мм – толщина крышки
Получаем:
l=74+2*10+60=154 мм
Составляем расчётную схему.
Определяем силу в месте посадки муфты:
Н
Определяем силы в зацеплении:
Н
Н
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):
Н
Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.
Рассмотрим горизонтальную плоскость.
Запишем сумму моментов относительно опоры А:
Н
Запишем сумму сил на вертикальную ось:
Н
Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.
Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.
Строим эпюру крутящих моментов.
Опасным сечением будет, сечение I-I под шестерней. Проверим статическую прочность вала в этом сечении.
Мпа
Крутящий момент: T=347.2МПа
Напряжение изгиба:
МПа
Напряжение кручения:
МПа
Определяем эквивалентное напряжение:
МПа
Условия прочности выполняются.
Определим пределы выносливости:
МПа
МПа
Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]):
где и - амплитуды переменных составляющих
и - амплитуда постоянных составляющих
и - масштабные коэффициенты
и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений
По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим =0.72
По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим =1 МПа
По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем =1,7 МПа и =1.4 МПа
Принимаем
; МПа
МПа
МПа
МПа
По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса:
Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равным dк=55 мм.
,
мм4
Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:
мм
Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:
мм
Определяем суммарный прогиб:
мм
Определяем допускаемый прогиб (с.302, [1]):
мм
Вал отвечает необходимым условиям жёсткости.
Необходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч.
Определяем реакции опор:
; H
; H
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa=494,2Н, назначаем конические подшипники лёгкой серии, условное обозначение 7210, для которых по таблице 16.9 из [3] С=56000 Н, Cо=40000 Н, e=0,37.
С- паспортная динамическая грузоподъемность, Со- паспортная статическая грузоподъемность.
Выполняем проверочный расчет. Определяем осевую составляющую нагрузки по формуле 16.38 из [2]:
,
S1=0.83*0.37*4269.24=1309.85 Н
S2=0,83*0,37*5351,41=1643,42 Н
Принимаем =1643,42 Н и по формуле (16.36[2]) находим осевую нагрузку :
Н
Условие не раздвижения коле соблюдается Н
Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]:
,
где по рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2] при находим X1=1, Y1=0 и при , X1=1, Y1=0, по рекомендации к формуле (16.29[2]) находим Kт=1, Ks=1,3.
Ks- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении.
Н
Н
Так как , рассчитываем только второй подшипник.
3.68
C=6956.83*3.68=25601.1 Н
Условие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется.
Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле 16.33 из [2] вычисляем, при Х=0.6, Y=1.04:
,
где Yo- коэффициент осевой статической нагрузки, Хо- коэффициент радиальной статической нагрузки, Ро- эквивалентная статическая нагрузка.
H
Условие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного.
Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок.
диаметр | сечение шпонки | рабочая длина | крутящий момент | |
вала, мм | b | h | шпонки lр, мм | на валах Т, H*м |
25 | 8 | 7 | 40 | 37.47 |
34 | 10 | 8 | 30 | 88.53 |
40 | 12 | 8 | 58 | 347.24 |
55 | 16 | 10 | 60 | 347.24 |
Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие:
. Условие прочности:
а)
б)
в)
г)
Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия.Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.
T, H*м | d, мм | D, мм | L, мм |
63 | 25 | 100 | 104 |
Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]):
Мпа
где мм – диаметр окружности, на которой расположены пальцы
z=6 – число пальцев
- диаметр пальца
- длина резиновой втулки
Мпа
Мпа
Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55):
T, кH*м | d, мм | D0, мм | b, мм |
710 | 40 | 110 | 12 |
Условие прочности:
Мпа
,
где b-длина зубаМуфты отвечают условиям прочности.
Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.
Так как скорости колёс V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса.
Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .
Объём заливаемого масла определяем по формуле:
,
где - внутренняя длина редуктора
- внутренняя ширина редуктора
- высота масла в редукторе
л.
Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.
Для изготовления шестерен и колёс, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,; для колес – улучшение 230…260 HB. Для тихоходной ступени были произведены проверочные расчёты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условия прочности соблюдаются: мПа - по контактным напряжениям, мПа - по напряжениям изгиба.
При расчёте тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жёсткости выполняются: запас сопротивления усталости , суммарный максимально возможный прогиб мм.
Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям.
Список используемых источников
1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.- “Технопринт”, Минск, 2000.
2. Иванов М.Н. Детали машин. - ”Высшая школа”, М., 1984.
3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986.
4. Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.
5. Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.
... Uред.ст = 5,6. Уточним полученное значение передаточного отношения клиноременной передачи: Uкл.рем.ст. = Uпр / Uред.ст. = 10,8 / 5,6 = 1,93 Определим значения мощности на каждом из валов привода конвейера. Мощность на выходном валу электродвигателя (кВт) определяется по формуле (9). Ртреб.эл. = Ррем1 = 8,87 кВт (9) Мощность на входном валу ...
... : 1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя Частота n4, мин-1, вращения вала: гдеD - диаметр барабана ленточного конвейера, мм; Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 - электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 - компенсирующая муфта; 5 - узел барабана. ...
... ω2 = π× n2/30 = 3,14×695,33/30 = 72,78 с-1; (13) ω3 = π × n 3/30 = 3,14× 17,38/30 = 1,82 с-1; (14) ω4 = ω3 = 1,82 с-1 (15) Определение мощностей, передаваемых валами привода р1 = р × η3 × η4 (16) где Р - номинальная мощность требуемого электродвигателя, р =1,7кВт; η3 - КПД подшипников качения, η3 =0,995 ...
... . Рассчитаем входной и выходной валы. Из предыдущих расчетов редуктора известно: а) моменты передаваемые валами ТI = 17.64 Н×м и ТII = 284.461 Н×м; б) диаметры d1 = 50 мм и d2 = 200 мм; 3.1. Входной вал червячного редуктора. 3.1.1. Выбор материала вала. Назначаем материал вала - сталь 40ХН. Принимаем по таблице 3 [3]: sВ = 820 МПа, sТ = 650 МПа. 3.1.2. ...
0 комментариев