Министерство образования Российской Федерации
ВОРОНЕЖСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ
T = 13000 часов - срок службы привода
Передача нереверсивная
Привод состоит из электродвигателя 1, муфты 2, одноступенчатого редуктора с цилиндрическими колесами 3, ленточный транспортёр – 4.
М
График нагрузки:
1,2 Мн
Мн
0,6 Мн
0,003Т 0,5Т 0,4Т
Т
1. Выбор электродвигателя
Вычислим общий КПД редуктора:
Из табл. 1.1 [1]выбираем:
- зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами
- потери на трение в опорах каждого вала
- коэффициент
n=2 - число валов
Необходимая мощность электродвигателя:
Частота вращения вала электродвигателя:
Из каталога (П.1. [1]) выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280
S
2
, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc
= 3000 об/мин.
Скольжение s = 2%
Перегрузка по мощности:
Перегрузки по мощности нет.
Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:
Вал 1 - вал электродвигателя
N1
= 99,93 кВт ; n1
= 2925 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
Вал 2 – выходной вал
N2
= N1
x η1
=99,93 x 0,97=96,93 кВт
n2
= n1
/ Up
= 2925 / 4,5= 650 об/мин
Угловая скорость:
Крутящий момент:
2. Расчёт зубчатой передачи
Выбор материалов шестерни – колеса.
Для обеспечения передачи выбираем из табл. 3.3 [1] материалы:
для шестерни – Сталь 40Х, σВ
=780 Мпа; σТ
=440 Мпа; HB1
230; термообработка – улучшение
для колеса - Сталь 40Х, σВ
=690 Мпа; σТ
=340 Мпа; HB2
200; термообработка – нормализация.
Вычисляем пределы выносливости:
NHO
– базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤ HB 230
NHO
=1,0 х 107
Эквивалентное число циклов нагружения NУ
определим в соответствии с графиком нагрузки:
Из графика нагрузки следует:
Mmax
= 1,2 Mн ; МII
= 0,6 Мн ; МIII
= 0,3 Мн ;
tmax
= 0,003 T ; tII
= 0,1 T ; tIII
= 0,4 T ;
nmax
=n1
; MI
=MН
; tI
=0.5T ; nI
=nII
=nIII
=n1
Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:
- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность
Так как Ny
> 107
, то kpk
=1
Момент на валу шестерни:
Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.
Из условия контактной прочности для косозубых колёс Ψа=0,315; kП
=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:
По ГОСТ 2185-66 это значение aω
округляется до ближайшего стандартного aω
= 400 мм.
Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.
Нормальный модуль mn
выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn
=(0,010-0,020)aω
mn
=(0,010-0,020) х 400=4-8мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn
=6мм.
Если предварительно принять, что угол наклона зуба β=100
, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:
;
Передаточное отношение
отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.
Чтобы aω
оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:
β = arccos 0,98= 10 0
73I
Основные размеры шестерни и колеса.
Вычислим диаметры делительных окружностей:
- шестерни:
- колеса:
Проверяем межосевое расстояние:
Диаметры окружностей вершин:
- шестерни:
- колеса:
Диаметры окружностей впадин зубьев:
- шестерни:
- колеса:
Ширина венца зубьев колеса:
Ширина венца зубьев шестерни:
3. Проверочный расчет на контактную выносливость
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:
Примем 7-ую степень точности.
Уточним коэффициент нагрузки
где: К Н
b
= 1,041 - из таблицы 3.5 [1]
К Н
a
= 1,12 - из таблицы 3.4 [1]
К HV
= 1,05 - из таблицы 3.6 [1]
Проверка контактных напряжений по формуле:
591,25
Условие прочности соблюдается
393,26 МПа <[s H
] = 591,25 Мпа
5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки
Используя график нагрузки находим
Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45
sH
Р
max
= 2,8 sТ
= 2,8• 510 = 1428 МПа
Условие прочности sHmax
< sH
Р
max
соблюдается
6.Силы, действующие в зацеплении
окружная
радиальная
осевая
7. Расчет на выносливость при изгибе
По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:
где: коэффициент твёрдости
(стр. 42). По табл. 3,7 при ψbd
=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор kFβ
=1,33.
по табл. 3.8 kFυ
=1,2.
Т.о. коэффициент kF
=1,33х1,2=1,596
YF
– коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ
у шестерни
у колеса
По таблице на стр.42 выбираем:
YF
1
=4,09 и YF
2
=3,61
Допускаемое напряжение по формуле:
По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350 σo
Flimb
=1,8 HB
Для шестерни σo
Flimb
=1,8 х 510=918 HB
Для колеса σo
Flimb
=1,8 х 450=810 HB
[SF
]=[SF
]I
x [SF
]II
- коэффициент безопасности,
где: [SF
]I
=1,75 (по табл. 3.9), [SF
]II
=1 (для поковок и штамповок)
[SF
]=[SF
]I
x [SF
]II
=1,75х1=1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни:
для колеса:
Находим отношения:
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определим коэффициенты Yβ
и KFα
(см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).
для средних значений коэффициента торцевого перекрытия εα
=1,5 и 7-й степени точности KFα
=0,92
Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
Условие прочности выполнено.
8.Предварительный расчет валов
Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [t к
] = 20 Мпа
Принимаем d в1
= 50 мм
Примем под подшипниками d п1
= 45 мм
Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал
Примем [ t к
] = 20 МПа
Диаметр выходного конца вала
Примем d в2
= 65 мм
Диаметр вала под подшипниками примем d п2
= 70 мм
Под зубчатым колесом примем d к2
= 75 мм
Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
9.Конструктивные размеры зубчатых колес
Вал-шестерня
Её размеры определены выше:
d1
= 146,565 мм; da
1
= 158,565 мм; b1
= 131 мм
Колесо вала 2
d2
= 653,435 мм; da
2
= 665,435 мм; b2
= 126 мм
Диаметр ступицы
dст
= 1,6 х dk
2
= 1,6 х 75 = 120 мм
Принимаем dст
= 120 мм
Длина ступицы
Lст
= 1,4 х dk
2
= 1,4 х 75 = 105 мм
Принимаем L ст
= 150 мм
Толщина обода
d = (2,5¸4) х m n
= (2,5¸4) х 6 = 15¸24 мм
Принимаем d = 20 мм
Толщина диска
С = 0,3 х b 2
= 0,3 х 126 = 37,8 мм
Принимаем С = 40 мм
10.Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки
d = 0,025 х aw
+1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем d = 12 мм
d 1
= 0,02 х aw
+1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем d 1
= 10 мм
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
-верхнего пояса корпуса и пояса крышки
b = 1 ,5 х d = 1,5 х 12 = 18 мм
b 1
= 1 ,5 х d1
= 1,5 х 12 = 15 мм
-нижнего пояса корпуса
р = 2,35 х d = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм
Диаметр болтов :
-фундаментных
d 1
= 0,033 х aw
+12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм
Принимаем болты с резьбой М 27
-крепящих крышку к корпусу у подшипника
d 2
= 0,72 х d 1
= 0 ,72 х 27 = 19,4 мм
Принимаем болты с резьбой М20
-соединяющих крышку с корпусом
d 3
= 0,55 х d 1
= 0,55 х 27 = 14,8 мм
Принимаем болты с резьбой М 16
11.Выбор муфты
Ведомый вал
Передаваемый крутящий момент
Т2
= 1027,93 Н м
Число оборотов n = 650 об/мин
Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75
Размеры
d = 65 мм Т = 1000 Н м Тип I
D = 220 мм L = 286 мм
12.Выбор смазки
Смазывание зубчатого зацепления производим окунанием зубчатого колеса в масло ,заливаемое внутрь корпуса до уровня ,обеспечивающего погружение колеса на 10 мм .
Передаваемая мощность Р = 99,93 кВт
Объем масляной ванны W определим из расчета 0,25дм3
масла на 1 кВт передаваемой мощности
W = 0,25 х 99,93 = 24,98 л
Устанавливаем вязкость масла
При s н
=9,729 МПа и V = 22,435 м/с
кинематическая вязкость масла u = 34 х 10 -6
м2
/с
Применим масло индустриальное И- 30А по ГОСТ 20799-75
Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ – 1.
13. Проверочный расчет валов одноступенчатого редуктора
Расчёт ведущего вала
Из предыдущих расчётов имеем:
T 1
= 326,41 Н м – крутящий момент
n1
= 2925 об/мин - число оборотов
F t
= 4454,13 Н – окружное усилие
F r
= 1650,05 Н – радиальное усилие
F a
= 308,56 Н – осевое усилие
d 1
= 146,565 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, улучшенная, HB 200
s в
= 690 МПа – предел прочности
s -1
= 0,43 х s в
= 0,43 х 690 = 300 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1
= 0,58 х s -1
= 0,58 х 300 = 175 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l1
= 110 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Определим изгибающие моменты
Плоскость YZ
Плоскость ZX
Суммарный изгибающий момент
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 309 (по П.3. [1]):
d = 45 мм ; D = 100 мм ; B = 25 мм ; r = 2,5 мм ; C = 52,7 кН ; Co
= 30 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где: Fr
1
= 2412,59 Н - радиальная нагрузка
Fa
= 308,56 Н - осевая нагрузка
V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)
Kσ
= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])
KT
= 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])
Отношение
; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e ≈ 0,18
Отношение
> e ; X = 0,56 и Y = 2,34
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Расчет ведомого вала
Ведомый вал несёт такие же нагрузки, как и ведущий.
Из предыдущих расчётов имеем:
T 2
= 1027,93 Н м – крутящий момент
n2
= 650 об/мин - число оборотов
F t
= 4454,13 Н – окружное усилие
F r
= 1650,05 Н – радиальное усилие
F a
= 308,56 Н – осевое усилие
d 2
= 653,435 мм – делительный диаметр шестерни
Материал вала: сталь 45, нормализованная HB 190
s в
= 570 МПа – предел прочности
s -1
= 0,43 х s в
= 0,43 х 570 = 245 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле изгиба
t -1
= 0,58 х s -1
= 0,58 х 245 = 152 МПа - предел выносливости при
симметричном цикле касательных напряжений
l2
= 140 мм
Определим опорные реакции в плоскости XZ
Определим опорные реакции в плоскости YZ
Проверка:
Суммарные реакции:
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.
Намечаем радиальные шариковые подшипники 314 (по П.3. [1]):
d = 70 мм ; D = 150 мм ; B = 35 мм ; r = 3,5 мм ; C = 104 кН ; Co
= 63 кН
Эквивалентная нагрузка определяется по формуле:
где: Fr
4
= 2522,73 Н - радиальная нагрузка
Fa
= 308,56 Н - осевая нагрузка
V = 1 - (вращается внутреннее кольцо)
Kσ
= 1 - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (по табл.9.19 [1])
KT
= 1 - температурный коэффициент (по табл.9.20 [1])
Отношение
; этой величине (по табл. 9.18[1])
соответствует e ≈ 0,18
Отношение
< e ; значит X = 1 и Y = 0
Расчётная долговечность, млн.об
Расчётная долговечность, час.
что больше установленных ГОСТ 16162-85.
Определим изгибающие моменты в сечении С
Плоскость YZ
Плоскость XZ
Суммарный изгибающий момент в сечении С
14. Проверка прочности шпоночных соединений
Шпонки призматические со скруглёнными торцами.
Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок – по ГОСТ 23360-78 (табл. 8.9 [1]).
Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.
Напряжение смятия и условие прочности находим по формуле:
Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [σсм
]=100-120 Мпа, при чугунной [σсм
]=50-70 Мпа.
Ведущий вал
: d=50мм
шпонка: ширина - b=14мм
высота - h=9мм
длина - l=50мм
глубина паза вала - t1
=5,5мм
глубина паза втулки - t2
=3,8мм
фаска - s x 45о
=0,3
Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1
=710 x 103
Н мм
Материал для полумуфт МУВП – чугун марки СЧ 20.
Ведомый вал:
d=65мм
шпонка: ширина - b=20мм
высота - h=12мм
длина - l=100мм
глубина паза вала - t1
=7,5мм
глубина паза втулки - t2
=4,9мм
фаска - s x 45о
=0,5
Выбираем (по табл. 11.5 [1]) момент на ведущем валу T1
=1000 x 103
Н мм
Обычно звёздочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей. Условие прочности выполняется.
15. Уточнённый расчёт валов
Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяется по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсируещему).
Уточнённый расчёт валов состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при условии s≥[s].
Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений каждого из валов.
Ведущий вал.
Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.
По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв
=780 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А
. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитаем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности
где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла
При d=50мм, b=14мм, t1
=5,5мм (по табл. 8.5 [1])
Примем kτ
=1,68 (табл. 8.5[1]), ετ
=0,76 (табл. 8.8[1]) и ψτ
=0,1 (стр. 166 [1]).
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5
при 25 х 103
Н мм < ТБ
< 710 х 103
Н мм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=170мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
; среднее напряжение σm
=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
получился близким к коэффициенту запаса sτ
=5,41. Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных полумуфт, оказываются прочными и что учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений.
Такой большой запаса прочности объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартной полумуфтой с валом электродвигателя.
По этой причине проверять прочность в других сечениях нет необходимости.
Ведомый вал.
Материал вала то же, что и для шестерни, т.е. сталь 45 нормализованная.
По (табл. 3.3 [1]) при диаметре заготовки до 90 мм среднее значение σв
=570 МПа.
Предел выносливости при симметричном цикле изгиба
Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений
Сечение А-А
. Концентрацию напряжений в этом сечении вызывает наличие шпоночной канавки с напрессовкой колеса на вал.
Коэффициент запаса прочности
При d=75мм, b=22мм, t1
=9мм, h=14, l=140 (по табл. 8.5 [1])
Примем kτ
=1,49 (табл. 8.5[1]), kσ
=1,59 (табл. 8.5[1]),
ετ
=0,67 (табл. 8.8[1]), εσ
=0,775 (табл. 8.8[1]),
ψτ
=0,1 (стр. 166 [1]), ψσ
=0,15 (стр. 166 [1]).
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям
ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5
при 25 х 103
Н мм < ТБ
< 250 х 103
Н мм.
Приняв у ведущего вала длину посадочной части под муфту равной длине полумуфты l=100мм, получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки
Изгибающий момент в горизонтальной плоскости
Изгибающий момент в вертикальной плоскости
Суммарный изгибающий момент в сечении А-А
; среднее напряжение σm
=0.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
Результирующий коэффициент запаса прочности
Расчетная схема ведущего вала
d1
d2
. dд
С
l1
l1
L
X
M y
Z
Z M x
Y
T 1
Расчетная схема ведомого вала
C
l2
l2
L
X
My
Z
Mx
Z
Y
T2
Литература : 1. Курсовое проектирование деталей машин.
под редакцией С.А. Чернавского
М. Машиностроение , 1988 г.
2. Методическое руководство к курсовому проектированию по прикладной механике № 431
ВГТУ, Воронеж, 1982 г.
3. Детали машин. Атлас конструкций под редакцией Решетова Д.Н.
М. Машиностроение , 1979 г.
содержание ..
62
63
64 ..
|