Проектирование и проверочный расчет редуктора

Проектирование и проверочный расчет редуктора

Министерство образования и науки Украины

Кафедра ОКММ

«Основы автоматизированного проектирования сложных объектов и систем»

2006

Задание

Вариант 50.3

Рассчитать и спроектировать привод к бегунам.

Режим нагружения:

В курсовом проекте по дисциплине “Основы автоматизированного проектирования сложных объектов и систем” произведено проектирование привода, то есть выбор электродвигателя, проектирование и проверочный расчет редуктора и его составных частей.

В пояснительной записке представлены проектировочные и проверочные расчеты, разработана общая структура пакета прикладных программ (ППП). Записка содержит стр. 1 страниц, 14 рисунков, 2 таблиц, приложения А, Б, В, Г.

РЕДУКТОР, ЗВЁДОЧКА, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ, ШПОНКА, ПОДШИПНИК, БОЛТ, ГАЙКА, ШАЙБА, ШКИВ, ЗВЕЗДОЧКА, ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, МАСЛОУКАЗАТЕЛЬ, ПРОБКА, ВАЛ

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности при снижении стоимости - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает широкое применение ЭВМ, позволяющее освободить конструкторов от нетворческих операций, оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.

Проектирование по курсу «Детали машин» входит в учебные планы всех механических специальностей. Оно является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение, взаимозаменяемость, метрология и стандартизация и др. Курсовой проект - первая самостоятельная конструкторская работа студента, в ходе которой он изучает практические принципы и методы проектирования.

Редуктором называется передача, установленная в отдельной закрытой коробке, называемой корпусом, и служащая для снижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента на ведомом валу по сравнению с валом ведущим.

Установка передачи в отдельном корпусе гарантирует точность сборки, лучшую смазку её и соответственно более высокий КПД, меньший износ, а также защиту от попадания в неё пыли и грязи. Поэтому в данной ответственной установке применяется редуктор.

Подвод мощности от двигателя к редуктору осуществляется через муфту.

От муфты момент передаётся на входной вал (вал-шестерня), предназначенный для передачи вращающего момента.

Вал-шестерня входит в зацепление с колесом.

На выходе редуктора расположена однорядная цепная передача. Она состоит из расположенных на расстоянии друг от друга двух колес, называемых звёздочками, и охватывающей их цепи. Вращение ведущей звёздочки, расположенной на выходном валу, преобразуется во вращение ведомой звёздочки благодаря сцеплению цепи с зубьями звёздочек.

Приводы большей части машин допускают использование стандартных двигателей, муфт и механических передач. Механические приводы общего назначения классифицируются по числу и типу двигателей, а также по типу использующихся передач.

По числу двигателей приводы делятся на групповые, одно- и многодвигателевые.

Групповой привод служит для приведения в движение нескольких рабочих органов машины. Привод этого типа используется в некоторых металлообрабатывающих станках, в различных строительных и погрузочно-разгрузочных машинах. Групповой привод имеет большие габаритные размеры, сложную конструкцию и низкий КПД.

Однодвигателевый привод распространен наиболее широко, особенно в машинах с одним рабочим органом, приводимым в движение от одного двигателя.

Мнонгодвигателевый привод используется в сложных машинах, имеющих несколько рабочих органов или один рабочий орган, потребляющий большое количество энергии (например, конвейер большой длины). Такие приводы используются в подъёмно-транспортных машинах, сложных металлообрабатывающих станках и т.п.

По типу двигателя различаются приводы с электродвигателем, двигателями внутреннего сгорания, с паровыми и газовыми двигателями, гидро- и пневмодвигателями.

В состав механических приводов могут входить такие типы передач: зубчатые (цилиндрические и конические), червячные, передачи с промежуточной гибкой связью (ременные, цепные), передачи винт-гайка. Передачи в приводе могут быть как однотипными, так и комбинированными.

Общее передаточное число привода определяется отношением частоты (угловой скорости) вала двигателя к частоте(угловой скорости) приводного вала исполнительного механизма или рабочего органа машины:

При выборе электродвигателя кроме синхронной частоты вращения и потребной мощности необходимо определиться с его исполнением, выбор которого зависит от типа и конструкции редуктора или коробки скоростей и условий компоновки привода.

Исходными данными на этом этапе проектирования привода служат принципиальная схема привода (с указанием всех передач, входящих в его состав); вращающий момент на выходном валу редуктора (коробки скоростей) ; частота вращения выходного вала ; синхронная частота электродвигателя . Расчет потребляемой мощности привода, кВт, выполняется по заданной нагрузке на выходном валу и частоте вращения выходного вала с учетом потерь мощности в приводе от вала электродвигателя до выходного вала редуктора:

,

Pпотр = кВт.s

Расчет входной мощности электродвигателя Pвх:

Pвх =,

где зУ = змуфт* з3 подш* з2 зац.

Здесь зУ - суммарный КПД привода, змуфт - КПД муфты, зподш - КПД подшипниковой пары, ззац - КПД зацепления. Принятые значения: змуфт = 1; зподш = 0.99; ззац = 0.98 [1, табл. 6].

зУ = 1*0.993 * 0.982 = 0.93;

Pвх = = 2.06 кВт.

По каталогу источника [2] с учетом синхронной частоты вращения вала двигателя nс = 1000 мин-1 и требуемой входной мощности Pвх = 2.06 кВт выбираем двигатель:

4А100L6, номинальная мощность P = 2,2 кВт, номинальная частота вращения n = 950 мин-1, отношение Тмакс/Тном = 2.2, диаметр вала двигателя dдв = 28 мм.

Исходными данными при выполнении кинематического расчета кроме заданной кинематической схемы привода являются синхронная частота вращения вала электродвигателя и частота вращения выходного вала редуктора или коробки скоростей.

Кинематический расчет привода состоит из следующих основных частей: определение общего передаточного числа, разбивка общего и передаточного числа по ступеням, определение кинематической погрешности.

Общее передаточное число привода определяется как отношение частоты вращения вала электродвигателя к частоте вращения выходного вала редуктора (коробки скоростей):

Uр =

Расчет передаточных отношений быстроходной U12 и тихоходной U34 ступеней [1]:

U34 = 2,19;

Принимаем U34СТ=2,24

U12 = .= 2,77

Принимаем U12СТ=2,8

Фактическое передаточное число Uф:

Uф = U12ст * U34ст = 2,8 * 2,24 = 6,272

Относительное отклонение фактического передаточного числа от расчетного:

Вывод: ДU = 1% < 4% (для двухступенчатого редуктора [ДU] = 4% [1]), кинематический расчет выполнен удовлетворительно.

Частота на валу двигателя и валу быстроходной ступени (1-м колесе) nz1:

nz1 = nвд = 950 мин-1.

Частота на промежуточном валу редуктора (на 2-м и 3-м колесах) nz2:

nz2 = nz3 = 339,3 мин-1.

Частота на выходном валу редуктора (на 4-м колесе) nвых:

nвых = nz4 = 151,5 мин-1.

Потребляемая приводом мощность (мощность, передаваемая на 1-ю шестерню) Pz1:

Pz1 = Pвх * зподш = 2,06 * 0.99 = 2,04 кВт.

Мощность, передаваемая на 2-е колесо Pz2:

Pz2 = Pz1 * ззац = 2,04 * 0.98 = 2 кВт.

Мощность, передаваемая на 3-ю шестерню Pz3:

Pz3 = Pz2 * зподш = 2 * 0.99 = 1,98 кВт.

Мощность, передаваемая на 4-е колесо Pz4:

Pz4 = Pz3 * ззац = 1,98 * 0.98 = 1,94 кВт.

Мощность на выходе редуктора Pвых:

Pвых = Pz4 * зподш = 1,94 * 0.99 = 1,92 кВт.

Момент на валу двигателя и на 1-й шестерне редуктора Tz1:

Tz1 = = 20,5 Н*м.

Момент на 2-м колесе редуктора Tz2:

Tz2 = = 56,3 Н*м.

Момент на 3-й шестерне редуктора Tz3:

Tz3 = = 55,7 Н*м.

Момент на 4-м колесе редуктора Tz4:

Tz4 = = 122,3 Н*м.

Момент на выходе редуктора Tвых:

Tвых = = 120 Н*м.

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz1 = 2,04 кВт;

частота вращения шестерни nz1 = 950 об/мин;

передаточное число U12 = 2,8.

Режим нагружения:

t1 = 3000 час; P1 = P;

t2 = 5000 час; P2 = 0.8P;

t3 = 4000 час; P3 = 0.3P;

Принимается для шестерни сталь 45 улучшенная с твердостью HB 220+-10, для колеса - сталь 45 улучшенная с твердостью HB 192+-10.

Допускаемые контактные напряжения

.

Для шестерни Z1:

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов NH0.

SH = 1.1 [1, табл. 11] - коэффициент безопасности.

 - коэффициент долговечности.

NH0 = 12.8*106 [1, табл. 12] - базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

= 60*950*(3000*1 + 5000*0.83 + 4000*0.33) = 323*106.

< 1, принимаем KHL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

ZR = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

ZV = 1 (ожидается V < 5 м/с);

KL = 1 (обильно смазываемая передача);

KчH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z2:

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

SH = 1.1 [1, табл. 11].

NH0 = 10*106 [1, табл. 12];

= 115*106

< 1, принимаем KHL = 1.

= 413 МПа.

Угол наклона зуба

?=16o

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Шba = 0.315.

Коэффициент неравномерности нагрузки

KHв = 1.2 [1, табл. 20](0.5985).

KHV = 1 - коэффициент динамичности нагрузки. KHб = 1.1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Расчетная формула:

,

причем [у]H берется минимальным из [у]H1 и [у]H2. Kap = 8900 [1, табл. 2] - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

98 мм.

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 100 мм.

1.5.4 Назначение модуля

m = (0.01 … 0.025)*a = (0.01 … 0.025)* 100 = 1… 2,5.

Принимаем m = 2 мм, он обеспечивает

96,1.

Принимаем (Z1+Z2)=96

25,

принимаем Z1 = 25.

Z2 = (Z1 + Z2) - Z1 = 96- 25 = 71.

Фактическое передаточное число

U12ф = 2.84;

ДU < [ДU] = 1.4 % [1, табл.8].

b = bw = шba*a =0.315*100 = 31.5.0, принимаем b = 32 [1, табл. 18] - ширина колес 1 и 2.

Проверка принятой ширины на торцевое перекрытие

- торцевое перекрытие обеспечено.

Делительные и внешние диаметры колес:

d1 = mZ1/cos?= 2*25/cos16.26o = 52.08 мм; da1 = d1 + 2m = 56.08 мм.

d2 = mZ2/cos?= 2*71/cos16.26o = 147.92 мм; d a2 = d2 + 2m = 151.92 мм.

м/с.

Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz3 = 1.98 кВт;

частота вращения шестерни nz3 = 339.3 об/мин;

передаточное число U34 = 2.24.

Режим нагружения:

t1 = 3000 час; P1 = P;

t2 = 5000 час; P2 = 0.8P;

t3 = 4000 час; P3 = 0.3P;

Принимается для шестерни сталь 45 улучшенная, отпуск с твердостью HB 220, для колеса - сталь 45 улучшенная, отпуск с твердостью HB 192.

Допускаемые контактные напряжения

.

Для шестерни Z3:

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов NH0.

SH = 1.1 [1, табл. 11] - коэффициент безопасности.

- коэффициент долговечности.

NH0 = 12.8*106 [1, табл. 12] - базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

115*106.

< 1, принимаем KHL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

ZR = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

ZV = 1 (ожидается V < 5 м/с);

KL = 1 (обильно смазываемая передача);

KчH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z4:

уHlimb = 2*HB + 70 = 2*192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

SH = 1.1 [1, табл. 11].

NH0 = 10*106 [1, табл. 12];

= 51.3*106

<1,

принимаем KHL = 1

= 413 МПа.

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Шba = 0.2.

Коэффициент неравномерности нагрузки

KHв = 1.05 [1, табл. 20] (0.324).

KHV = 1.14 - коэффициент динамичности нагрузки.

KHб = 1.14 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Расчетная формула:

,

причем [у]H берется минимальным из [у]H3 и [у]H4.

Kap = 9.75*103 [1, табл. 2] - средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

119 мм.

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 125 мм.

m = (0.01 … 0.025)*a = (0.01 … 0.025)*160 = 1,25 … 3.125.

Принимаем m = 2.5 мм, он обеспечивает

- целое число.

30.9,

принимаем Z3 = 31.

Z4 = (Z3 + Z4) - Z3 = 100 - 31 = 69.

Фактическое передаточное число

U34ф = 2.23;

ДU < [ДU] = 0.45 % [1, табл.8].

b = bw = шba*a =0.2*125 = 25, принимаем b = 25 [1, табл. 18] - ширина колес 3 и 4.

Делительные и внешние диаметры колес:

d3 = mZ3 = 2.5*31 = 77.5 мм; da3 = d3 + 2m = 82.5 мм.

d4 = mZ4 = 2.5*69= 172.5 мм; d a4 = d4 + 2m = 177.5 мм.

м/с.

Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz4 = 1.92 кВт;

частота вращения шестерни nz4 = 151. об/мин;

передаточное число U34 = 1.4.

Режим нагружения:

t1 = 3000 час; P1 = P;

t2 = 5000 час; P2 = 0.8P;

t3 = 4000 час; P3 = 0.3P;

Для передачи выбирается приводная роликовая цепь по ГОСТ 13568-75.

Z1=31-2U=31-2*1.4=28.2, принимаем Z1=29 (таблица 1,[1]);

Z2=Z1*U=28*1.4=40.6, принимаем Z2=41;

мм

Кэ = Кд*Ка*К?*Крег*Кс*Креж=1.5;

Кд = 1.25 - предполагается, что при работе передачи возможны незначительные толчки;

Ка = 1 - габаритных ограничений нет, передача проектируется с оптимальным межосевым расстоянием;

К? = 1 - угол наклона передачи к горизонту < 70o;

Крег = 1 - межосевое расстояние регулируется перемещением одной из опор;

Кс = 2 - смазка периодическая

Креж = 1 - работа односменная; Для всех коэффициентов (таблица 7,[1]).

m=1.7 - предварительно принимается двухрядную цепь (таблица 6,[1]).

[p] = 33 МПа - ожидается шаг около 15,875 мм (таблица 5,[1]).

В соответствии с расчетом принимаем цепь t=25.4 мм ПР-25,4-5670

Назначение межосевого расстояния: at = 40

мм,

принимаем lt = 114.

ao = 0.997a = 0.997*634.3 = 632.4 мм - монтажное межосевое расстояние

1.7.4 Расчет делительных диаметров звездочек:

d1 = t/sin(180/Z1) = 15.875/0.11=143 мм

d2 = t/sin(180/Z2) = 15.875/0.077=153 мм

Fв = 0.595Ft = 0.595*1652 = 982.1 H

Ft = 1000P4/V = 1000*1,92/1.162 = 1652 H

V = t*Z1*n1/60000 = 15.875*29*151.5/60000 = 1.162 м/с

Выбираем упругую муфту со звездочкой (ГОСТ 14084-93)

Момент - Т=63 Н*м

Диаметр посадочных отверстий - d=28 мм

Z=6 D = 85 мм

Величина радиальной нагрузки на валы

Fм=300T/D1=300*63/85=222 H

Исходные данные для расчета:

P1=2.06 кВт P2=2 кВт P3=1.94 кВт

n1= 950 мин-1 n2= 339,3 мин-1 n3= 151,5 мин-1

Входной вал:

D1= мм. Принимаем D1=28 мм (Dв=28)

Промежуточный вал:

D2= мм. Принимаем D2=36 мм

Выходной вал:

D3= мм. Принимаем D1=44 мм

Исходя из условия a < 200, и конструктивных особенностей валов, приняты следующие подшипники (легкая серия):

Входной вал:

ГОСТ 27365-87 7205 Cr = 23900 H D = 52 мм d = 25 мм B = 15 мм

Промежуточный вал:

ГОСТ 27365-87 7206 Cr = 29800 H D = 62 мм d = 30 мм B = 16 мм

Выходной вал:

ГОСТ 8338-75 107 Cr = 15900 H D = 62 мм d = 35 мм B = 14 мм

2. Проверочные расчеты

Расчетное условие: уH < [у]H.

[у]H = [у]H2 = 413 МПа (см. проектировочный расчет).

Расчетная формула контактного напряжения:

.

Принимаем

ZH = 1.63 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

ZM = 275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. (сталь-сталь)

еб = - торцевой коэффициент перекрытия.

Zе = - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

KHв = 1 [1, табл. 20],

KHб = 1.14

KHV=1 + ;

 Н/мм,

дH = 0.002 [1, табл. 22];

q = 73 [1, табл. 21] - степень точности по нормам плавности.

Н/мм.

KHV=1 + .

МПа.

уH < [у]H, контактная выносливость обеспечена.

Расчетное условие: уF < [у] F. Выясним, по какому из колес считать, вычислив отношение для колеса и шестерни.

Допускаемое изгибное напряжение:

, где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения.

Принимаем

YS = 1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений.

YR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Принят 7-й класс чистоты.

YчF = 1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Для d1 < 500 принимаем равным 1.

KFg = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности - переходная поверхность не шлифуется.

KFd = 1 - деформационного упрочнения переходной поверхности не предусматривается.

KFl = 1 - нагрузка односторонняя.

- коэффициент долговечности [1].

Для шестерни

NF0 = 4*106 [1].

NFE1 = 60*nz1*=60*950*(3000 + 5000*0.86 + 4000*0.36) = 246*106.

< 1, принимаем KFL = 1.

SF = SF' = 2.2 [1, табл. 24] - коэффициент безопасности.

уFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*220 = 396 МПа.

[у]F1 = =180 МПа.

Для колеса

NFE2 =88*106

< 1, принимаем KFL = 1.

SF = SF' = 2.2 [1, табл. 24] - коэффициент безопасности.

уFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*192 = 345,6 МПа.

[у]F2 = =157 МПа.

YF1 = 3.9 [1, табл. 4] - коэффициент, зависящий от формы зуба;

YF2 = 3.61 [1, табл. 4].

46.1; 43.5.

Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:

.

Берем YF = YF1 = 3.61.

KFв = 1 [1, табл. 20] ().

KFб = .

KFV=1 + ;

Н/мм,

дF = 0.006 [1, табл. 22];

q = 76 [1, табл. 21] - степень точности по нормам плавности.

Н/мм.

KFV=1 + .

Y?=1-?/140=1-29o99'47''/140=0.79

 60 МПа < 157 МПа.

Изгибная прочность обеспечена.

Расчетное условие: уHmax < [у]Hmax.

уH = 369 МПа;

уHmax = уH,

Kпер = 2.35 - коэффициент перегрузки

уHmax = 369= 566 МПа.

Для стали 45 улучшенной предел текучести уT = 450 МПа [1, табл. 9]

[у]Hmax = 2.8*уT = 2.8*450 = 1260 МПа.

Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Расчетное условие: уFmax < [у]Fmax, расчет ведем по более слабому звену - шестерне.

уFmax = уF* Kпер =60*2.35 = 141 МПа.

[у]Fmax = 2.75HB = 2.75*220 = 605 МПа.[1] (у колеса твердость зубьев HB = 220).

Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

2.2 Проверочный расчет тихоходной передачи

Расчетное условие: уH < [у]H.

[у]H = [у]H3 = 413 МПа (см. проектировочный расчет).

Расчетная формула контактного напряжения:

.

Принимаем

ZH = 1.77 - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

ZM = 275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.

еб = - торцевой коэффициент перекрытия.

Zе = - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

KHв = 1.05 [1, табл. 20], KHб = 1.14

KHV=1 + ;

Н/мм,

дH = 0.006 [1, табл. 22];

q = 73 [1, табл. 21] - степень точности по нормам плавности.

Н/мм.

KHV=1 + .

МПа.

уH < [у]H, контактная выносливость обеспечена.

Расчетное условие: уF < [у] F. Выясним, по какому из колес считать, вычислив отношение для колеса и шестерни.

Допускаемое изгибное напряжение:

, где - предел выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения.

Принимаем

YS = 1 - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений. Для m = 2..5 мм принимается равным 1.

YR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Принят 7-й класс чистоты.

YчF = 1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Для d1 < 500 принимаем равным 1.

KFg = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности - переходная поверхность не шлифуется.

KFd = 1 - деформационного упрочнения переходной поверхности не предусматривается.

KFl = 1 - нагрузка односторонняя.

- коэффициент долговечности [1].

Для шестерни

NF0 = 4*106 [1].

NFE3 = NFE2 = 246*106.

< 1,

принимаем KFL = 1.

SF = SF' = 2.2 [1, табл. 24] - коэффициент безопасности.

уFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*220 = 395 МПа.

[у]F3 = = 180 МПа.

Для колеса

NFE4 =109,8*106

< 1,

принимаем KFL = 1.

SF = SF' = 2.2 [1, табл. 24] - коэффициент безопасности.

уFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*192 = 346 МПа.

[у]F4 = =157 МПа.

YF3 = 3.8 [1, табл. 4] - коэффициент, зависящий от формы зуба;

YF4 = 3.62 [1, табл. 4].

47,4; 43,4.

Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:

.

Берем YF = YF4 = 3.6. KFв = 1.1 [1, табл. 20] ().

KFб = 1 - для прямозубой передачи.

KFV=1 + ;

Н/мм,

дF = 0.016 [1, табл. 22]; q = 73 [1, табл. 21] - степень точности по нормам плавности.

Н/мм.

KFV=1 + .

69,5 МПа

Изгибная прочность обеспечена.

Расчетное условие: уHmax < [у]Hmax.

уH = 362 МПа;

уHmax = уH,

Kпер = 2,35 - коэффициент перегрузки (см. проверочный расчет быстроходной передачи).

уHmax = 362= 555 МПа.

Для стали 45 улучшенная, отпуск предел текучести уT = 450 МПа [1, табл. 9]

[у]Hmax = 2.8*уT = 2.8*450 = 1260 МПа.

Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Расчетное условие: уFmax < [у]Fmax, расчет ведем по более слабому звену - колесу.

уFmax = уF* Kпер =69,5*2,35 = 163 МПа.

[у]Fmax = 2.75HB = 2.75*192 = 528 МПа.[1] (у колеса твердость зубьев HB = 192).

Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.

Ft = 1652 (см. п. 1.5)

МПа

Кэ = 2 (см. п. 1.2)

P= МПа

[p] = 33,4 МПа

P<=[P]изн - износостойкость цепи обеспечена.

V = 4Z1n1/60lt = 4*29*151,5/(60*114)=2.57 м/с

[V] = 20 (таблица 8,[1])

V < [V] - проверочное условие выполнено.

S>[S]

Q = 45400 H (таблица 1 прилож.,[1])

Ft = 1652 (см. п. 1.5)

Кпер = 2,35

Fy = 0, т.к. V=1.162 м/c < 10 м/с

[S] = 8 принято

S > [S] - статическая прочность цепи при перегрузках обеспечена.

2.4 Проверка валов

Рисунок 1 - Общая схема нагружения валов

Материал ведущего вала Ст45, угол наклона зубьев, мощность на шестерне Рz1=2.04 кВт, число оборот вала n1=950 мин-1.

Момент, передаваемый валом: Т1=9550*Рвх/n1=9550*2,06/950=20,7 Н*м

Усилия в зацеплении:

Неуравновешенная составляющая усилия в нормальном сечении даваемые муфтой, принимается согласно рекомендациям

Sм=0.3*Ft2=0.3*796=240 H

Рассмотрим вал в горизонтальной и вертикальной плоскости, определим опорные реакции, строим эпюры изгибающих моментов в каждой плоскости (рис. 2)

Горизонтальна плоскость

Рисунок 2 - Эпюры изгибающих и крутящих моментов на входном вале

Вертикальная плоскость

Определяем суммарные радиальные реакции:

По анализу эпюр изгибающих моментов наиболее нагруженное сечение под шестерней

Мхи=25785 Н*мм

Муи=26666 Н*мм

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении:

Эквивалентный момент по III гипотезе прочности

Диаметр вала в наиболее нагруженном сечении (под шестерней)

мм

Т.к. вал-шестерня, то принимаем диаметр вала d=32 мм

Диаметр входного конца вала производится из расчета на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям

мм

Учитывая ослабление сечения шпоночной канавкой увеличиваем диаметр и принимаем окончательно по ГОСТ 6636-69 dk=22 мм.

Диаметр под подшипники dп=25 мм.

Материал ведущего вала Ст45; мощность, передаваемая зацеплением Z1-Z2 P2=2 кВт; мощность, передаваемая зацеплением Z3-Z4 P3=1,98 кВт; число оборот вала n2=339,3 мин-1.

Момент, передаваемый валом: Т3=9550*Р3/n2=9550*1.98/339.3= 55,73 Н*м

Усилия в зацеплении Z3-Z4:

Усилия, действующая на зуб колеса Z2:

Рассмотрим вал в горизонтальной и вертикальной плоскостях, определим опорные реакции, строим эпюры изгибающих моментов в каждой плоскости.

Горизонтальна плоскость

Вертикальная плоскость

Определяем суммарные радиальные реакции:

По анализу эпюр изгибающих моментов наиболее нагруженное сечение под колесом Z2

Мхи=17885 Н*мм

Муи=18875 Н*мм

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении:

Эквивалентный момент по III гипотезе прочности

Диаметр вала в наиболее нагруженном сечении (под колесом)

мм

Принимаем диаметр вала d=40 мм

Диаметр под подшипники dп=30 мм.

Материал ведущего вала Ст45 мощность Pвых=1,92 кВт; число оборот вала n3=151,5 мин-1.

Усилие на вал со стороны звездочки

Fц=1,15*Ft=1.15*1652=1900 H

Усилия в зацеплении Z3-Z4:

Рассмотрим вал в горизонтальной и вертикальной плоскостях, определим опорные реакции, строим эпюры изгибающих моментов в каждой плоскости.

Горизонтальна плоскость

Вертикальная плоскость

Страницы: 1, 2