- •Контрольная работа
- •1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •, .
- •2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
- •3 Расчет передач
- •4 Проектный расчет валов редуктора
- •5 Подбор и проверочный расчет муфт
- •6 Предварительный подбор подшипников
- •7 Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
- •8 Расчет валов по эквивалентному моменту
- •9 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности
- •10 Подбор и проверочный расчет шпоночных и шлицевых соединений
- •11 Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степени точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей
- •12 Расчет валов на выносливость
- •13 Описание сборки редуктора
, .
Передаточное число редуктора принимаем uред = 4 [8, раздел 2], тогда передаточное число открытой передачи составит
=.
2 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
2.1 Расчет элементов привода выполняем по расчетной мощности Рэд электродвигателя. Обозначим валы привода (рисунок 2): I – быстроходный вал редуктора; II – тихоходный вал редуктора; III – приводной вал конвейера.
Для каждого вала определяем частоту вращения n, об/мин, мощность Р , кВт, и вращающий момент Т, .
Рисунок 2 – Обозначение валов привода
2.2 Определяем частоту вращения каждого вала по формулам
;
;
;
.
2.3 Определяем мощность на каждом валу по формулам
;
;
;
.
2.4 Определяем крутящий момент на каждом валу по формулам
3 Расчет передач
3.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
3.1.1 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатой передачи
Принимаем для шестерни и колеса сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Механические характеристики материалов представлены в таблице 2 [2, раздел 3.2].
Таблица 2 – Механические характеристики материалов зубчатых колес
Наименование |
Марка стали |
Вид ТО |
Диаметр заготовки |
Твердость НВ |
Расчетная твердость НВ |
шестерня |
40Х |
У |
До 120 |
257…285 |
270 |
колесо |
40Х |
Н |
Любой |
200…230 |
220 |
4 Для обеспечения одинаковой долговечности зубьев шестерни и колеса прямозубых передач и ускорения их приработки должно выполняться условие
,
поэтому принимаем HB1 = 270; HB2 = 220.
3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Определяем предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле
;
МПа;
МПа.
Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, для шестерни и колеса по формуле
,
где KНL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима работы. При длительном сроке службы и постоянном режиме работы KНL = 1 [2, раздел 3.2];
SН – коэффициент безопасности Для нормализованных или улучшенных колес SН = 1,1 [2, раздел 3.2].
;
.
Для прямозубых передач из нормализованных или улучшенных сталей за расчетное допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее из напряжений, определенных по материалу шестерни [σH1], и колеса [σH2].
Принимаем .
3.1.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Определяем предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений , МПа, для шестерни и колеса по формуле
;
;
.
Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, для шестерни и колеса по формуле
,
гдеKFL – коэффициент долговечности. При длительном сроке службы и постоянном режиме работы KFL = 1 [2, раздел 3.3];
SF – коэффициент безопасности. Определяется как произведение двух коэффициентов
,
где–коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес при вероятности неразрушения 99%. Для нормализованных и улучшенных колес = 1,75 [2, раздел 3.3];
–коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок [2, раздел 3.3].
;
;
.
3.1.4 Проектный расчет зубчатой передачи
Определяем внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле
,
где –коэффициент вида конических колес. Для колес с прямыми зубьями при твердости колес H<350HB [8, раздел 4.2];
uред – передаточное число зубчатой передачи редуктора,uред = 4;
ТII – вращающий момент на валу колеса, ТII = 198,2 Н∙м;
[σH]– допускаемые контактные напряжения, [σH]= 463,6 МПа;
KНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба.
Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями KНβ= 1,1 [2, раздел 3.4].
.
Определяем углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2 по формулам
;
.
Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле
.
Определяем ширину зубчатого венца , мм, по формуле
,
где ψR – коэффициент ширины венца ψR= 0,285 [2, раздел 3.4].
,
принимаем b = 44 мм.
3.4.5 Определяем внешний окружной модуль , мм, по формуле
,
где υF – коэффициент вида колес. Для колес с прямыми зубьями υF = 0,85 [8, раздел 4.2];
[σF]– меньшее из значений [σF1] и [σF2]; [σF]= [σF2] = 226,3 МПа;
KFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями KFβ =1,0 [8, раздел 4.2].
.
Определяем число зубьев шестерни z1 и колесаz2 по формулам
;,
принимаем z1 = 43; колеса z2 = 174.
Определяем фактическое передаточное число зубчатой передачи по формуле
; .
Определяем расхождение с ранее принятым передаточным числом по формуле
Отклонение в допустимом пределе.
Уточняем углы делительных конусов шестерни δ1 и колеса δ2
.
Принимаем коэффициенты смещения инструмента. xn1 = 0; xn2= [8, раздел 4.2].
Определяем внешние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле
;
.
Определяем внешние диаметры вершин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле
;
Определяем внешние диаметры впадин зубьев , мм, шестерни и колеса по формуле
Определяем средние делительные диаметры , мм, шестерни и колеса по формуле
;
.
Уточняем внешнее конусное расстояние
.
Определяем окружную скорость , м/с, по формуле
;
.
По полученному значению υ, м/с, назначаем 9-ю степень точности передачи [8, раздел 4.1].
3.15 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи на контактную прочность
Для обеспечения контактной выносливости должно выполняться условие
,
где KHα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KHα = 1 [8, раздел 4.2];
KНβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,KНβ =1,1 [8, раздел 4.2];
KHυ – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. ПринимаемKHυ = 1,017 [8, раздел 4.1].
.
Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи на выносливость по напряжениям изгиба
Определяем эквивалентное число зубьев для шестерни и колеса при
.6.1 той передачиβ = 35° по формуле
;
;
.
Определяем для шестерни и колеса коэффициенты формы зуба [8, раздел 4.2]
YF1 = 4,4; YF2 = 3,76.
Для обеспечения выносливости зубьев при изгибе, должны выполняться условия [8, раздел 4.2]
,
,
где Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, Yβ = 0,88;
KFα– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, KFα= 1;
KFυ– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Принимаем KFυ= 1,05.
;
.
3.16 Определяем силы , Н, в зубчатом зацеплении по формулам
- окружные силы
; ;
- радиальные силы
- осевые силы
3.2 Расчет цепной передачи
Исходные данные для расчета цепной передачи:
мощность на ведущей звездочке
передаточное число цепной передачи
частота вращения
Передача нерегулируемая, работает при спокойной нагрузке, с периодической смазкой, расположена горизонтально.
Рекомендуемое число зубьев меньшей звездочки:
принимаю (табл. 4.5[1]).
3.3.3 Число зубьев ведомой звездочки
принимаю .
Расчетная мощность, передаваемая цепью
где - коэффициент эксплуатации;
где - коэффициент динамичности нагрузки, при спокойной нагрузке;
- коэффициент, учитывающий межосевое расстояние; при a = (30…50)t ; ( [1] стр. 68)
- коэффициент, учитывающий наклон передачи к горизонту, для горизонтальной передачи ; ( [1] стр. 68)
- коэффициент, зависящий от способа регулирования натяжения цепи, для нерегулируемых передач ; ( [1] стр. 68)
- коэффициент, учитывающий характер смазки, при периодической смазке ; ( [1] стр. 68)
- коэффициент периодичности работы, при односменной работе ( [1] стр. 68)
;
Выбираю цепь ПЗ-19,05-105-69 со следующими параметрами:
шаг t = 19,05мм;
высота цепи h = 20,1мм;
масса 1 метра цепи q = 5,91кг/м;
разрушающая нагрузка Q = 105кH; (табл. 3.2.1 [8]).
Скорость цепи
.
Окружная сила, действующая на цепь
.
Давление в шарнирах цепи
Анализируя полученный результат, видим, что необходимое условие прочности цепи выполняется т.к.
Допускаемая максимальная частота вращения малой звездочки (табл. 4.4 [1])
Число звеньев в цепи (длина цепи, выраженная в шагах):
,
приняв межосевое расстояние , получим:
т.к. число звеньев должно быть целым принимаем .
Делительные диаметры звездочек
Центробежная сила, действующая на цепь
Сила натяжения от провисания цепи
;
где - коэффициент, зависящий от стрелы провисания f и расположения передачи. Для горизонтальных передач принимают([1] стр.69).
Расчетный коэффициент запаса прочности
Условие прочности выполняется: где [S] – допускаемый коэффициент запаса прочности (табл. 4.10 [1]).
Уточненное межосевое расстояние:
Определяем консольную силу , Н, на тихоходном валу от цепной передачи по формуле.