Будь умным!


У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.ru

06.06.11 Изм. Лист ’ докум.html

Работа добавлена на сайт samzan.ru: 2016-01-17


PAGE  40


Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 01 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Краткое описание работы привода

Лит.

Листов

1

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 02 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Кинематический расчёт привода

Лит.

Листов

4

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 02 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 02 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП 14 14 004 000 00 02 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 03 ПЗ

Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Блохин

Расчёт клиноременной передачи

Лит.

Листов

5

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 03 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 03 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП 14 14 004 000 00 03 ПЗ

EMBED Equation.3

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

6

КП 14 14 004 000 00 03 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Расчёт закрытой косозубой цилиндрической передачи

Лит.

Листов

8

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

8

КП 14 14 004 000 00 04 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 05 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Расчёт на ЭВМ

Лит.

Листов

1

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 06 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Расчёт и конструирование основных элементов корпуса

Лит.

Листов

4

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 06 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 06 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП 14 14 004 000 00 06 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 07 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Выбор конструкции и проектный расчёт валов

Лит.

Листов

2

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 07 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 08 ПЗ

 Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Блохин

Предварительный выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

Лит.

Листов

3

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 08 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 08 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

 Разраб.

Петрашкевич

Провер.

Осоко

Реценз.

Н. Контр.

 Утверд.

Осоко

Проверочные расчёты

Лит.

Листов

7

БГТУ

3.31.06.06.11

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

2

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

3

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

4

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

5

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

6

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

7

КП 14 14 004 000 00 09 ПЗ

ПМ. 04. В8Б. 000. 000ПЗ

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

1

КП 14 14 004 000 00 10 ПЗ

Разраб.

Веркеев

Провер.

Блохин

Реценз.

Н. Контр.

Утверд.

Блохин

Выбор способа смазки

Лит.

Листов

1

БГТУ

3.31.06.06.11

1 Краткое описание работы привода

Источником механической энергии в данном приводе является асинхронный электродвигатель 4А112МА6.

Рассматриваемый привод  включает в себя следующие узлы:

1.Электродвигатель.

2. Ременную передачу.

3. Одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор.

4. Муфта.

5. Ленточный конвейер.

Крутящий момент с вала электродвигателя посредством ременной передачи передаётся на входной вал цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора, с выходного вала которого посредством муфты на приводной вал ленточного конвейера.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

                         2 Кинематический расчёт привода

В рассматриваемом приводе мощность на ведомом валу , а скорость ленты при диаметре барабана D=400мм, равна V=1.05м/с.

2.1 Определение мощности на валах привода

Коэффициент полезного действия 0 привода определяем по [1] с. 19:

                                                                                             (2.1)             

где  – коэффициенты полезного действия (КПД) отдельных кинематических пар.

В нашем случае формулу (2.1) можно записать следующим образом:

                                                                            (2.2)    

где   – КПД ременной передачи;

      – КПД зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами;

      – КПД  муфты;

      – КПД для одной пары подшипников.

Принимаем следующие значения КПД по [1] табл.2.1, с. 19:

Определяем необходимую расчётную мощность на валу электродвигателя по [1] с. 19:

                                                                                                    (2.3)

Определяем мощности на валах  ,по [1] с. 20:

                 (2.4)

 

2.2 Кинематический расчёт привода

Ориентировочное значение угловой скорости  вала электродвигателя , с-1 , определяем по [1] с. 20:

                                                                                          (2.5)

где    – ориентировочное передаточное число привода;

– угловая скорость на выходе, с-1.

Ориентировочно передаточное число привода можно определить по [1]  с. 20:

                                                                                  (2.6)

где , и т. д. – средние значения передаточных чисел передач привода.

Производится разбивка  по отдельным ступеням с определением фактических передаточных чисел всех передач по [1] табл. 2.2, с. 21:

=3,5;

=4,1;

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя , мин-1 , определяем по [1] с. 21:

                                                                                                   (2.7)

где - ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя.

Для работы данного привода с заданными параметрами необходимо использовать  электродвигатель с действительной частотой вращения вала  марки 4А112МА6 с мощностью  [1], табл. 2.3, с.22.

Действительную угловую скорость  , с-1, определяем по [1] с. 21:

                                                                                        (2.8)

где  табличное значение частоты вращения вала электродвигателя.                          

Тогда фактическое передаточное число  определяем по [1] с. 21:

                                                                                                     (2.9)

где угловая скорость на первом валу,  с-1;

 

угловая скорость на ведомом валу, с-1.

Определяем угловую скорость , с-1 , на первом валу привода по [1] с. 21:

                                                                               (2.10)

где действующая угловая скорость двигателя, с-1.

Определяем угловую скорость , с-1 , на втором валу привода по [1] с. 25:

                                                                  (2.11)

где  угловая скорость на первом валу, с-1;

     передаточное число на первом валу.

Определяем угловую скорость , с-1 , на третьем валу привода по [1] с. 25:

                                                                 (2.12)

где  угловая скорость на первом валу, с-1;

     передаточное число на первом валу;

     передаточное число на втором валу.

Определяем угловую скорость , с-1 , на четвёртом валу привода по [1] с. 25:

                                                          (2.13)

где  угловая скорость на первом валу, с-1;

     передаточное число на первом валу;

     передаточное число на втором валу;

     передаточное число на третьем валу.

Определяем частоты вращения валов привода  ,в зависимости от    угловых скоростей на соответствующих валах  ,исходя из [1] с. 25:

                                                                                                  (2.14)

где  угловая скорость на первом валу, с-1;

угловая скорость на втором валу, с-1;

угловая скорость на третьем валу, с-1.

2.3 Определение крутящих моментов на валах, их проверочный расчёт

Определяем крутящие моменты  ,на валах привода в зависимости от мощности , и угловой скорости , на соответствующих валах по [1] с. 25:

                                                                                                       (2.15)

где  угловая скорость на первом валу, с-1;

угловая скорость на втором валу, с-1;

угловая скорость на третьем валу, с-1;

мощность на первом валу, Вт;

мощность на втором валу, Вт;

мощность на третьем валу, Вт;

мощность на четвёртом валу, Вт.

                      

Таблица 2.1 - Сводная таблица результатов рассчётов

Номер вала

Мощность, кВт

Угловая скорость,  с-1

Частота вращения, мин-1

Крутящй момент,

Нм

1

2,566

100

955

25,6

2

2439

19,6

187,2

124,4

3

2,360

5,3

50,6

446

4

2,295

5,3

50,6

443

3 Расчет клиноременной передачи

В клиноременной передаче поперечное сечение ремня имеет форму клина. Такая форма обеспечивает увеличение силы трения между ремнём и шкивом за счёт эффекта заклинивания. Вследствие этого сила предварительного натяжения ремня меньше, чем у плоскоременных передач, что приводит к уменьшению сил, действующих на опоры, а также уменьшению диаметров шкивов и увеличению передаточного числа.

Расчёт передачи выполняем в следующей последовательности:

В зависимости от крутящего момента, , выбираем тип ремня и минимальный диаметр ведущего шкива по [1] таблица 7.4, с. 82.

Результаты заносим в таблицу 3.1:

Таблица 3.1 - Значения шкива для передачи наибольших моментов   

Крутящий момент на ведущем шкиве, Нм

Обозначение сечения ремня,

Диаметр малого шкива, мм

11 - 70

A

100

 

D1 = 100 мм.

Диаметр ведомого шкива, D1, мм, определяем по [1] с. 76:

                                                                     (3.1)

где U1 – передаточное число ременной передачи;

       D1 – диаметр первого шкива, мм; 

      0,015 - коэффициент скольжения ремня по ГОСТ 17383.

мм

Принимаем D2 = мм.

Определяем фактическое передаточное число  по [1] с.77:

                                                                                 (3.2)

где  D1 – диаметр первого шкива, мм; 

        D2 – диаметр второго шкива, мм;  

        0,015 - коэффициент скольжения ремня по ГОСТ 17383.

Выполняется условие:


Определяем окружную скорость ремня
V, м/с, по [1] 77:

                                                                                       (3.3)

где  D1 – диаметр первого шкива, мм; 

      – угловая скорость первого шкива, с-1.

Минимальное и максимальное  межосевые расстояния определяем по [1] с. 83:

                                                                        (3.4)

                                                                                        (3.5)

где  D1 – диаметр первого шкива, мм; 

      D2 – диаметр второго шкива, мм; 

       h – высота ремня, мм. Из  [1] таблица 7.5, с. 83 h = 10,5 мм.

Принимаем межосевое расстояние  

Определяем требуемую длину ремня  по [1] с. 83:

                                                              (3.6)

где D1 – диаметр первого шкива, мм; 

       D2 – диаметр второго шкива, мм; 

      – межосевое расстояние, мм.

Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону =1400 мм.

Уточняем межосевое расстояние  по [1] с. 84:

                                                                         (3.7)

где  L– длина ремня, мм;

.

  

=17424

Определяем угол обхвата , град,  на малом шкиве по [1] с.84:

                                                               (3.8)

где  D1 – диаметр первого шкива, мм; 

        D2 – диаметр второго шкива, мм; 

        а – межосевое расстояние, мм.

Определяем требуемое число ремней для передачи заданной мощности Z по [1] формула (43):

                                                                      (3.9)

где Р1 – передаваемая мощность, кВт;

       Kp – коэффициент, учитывающий влияние  режима работы.  Кр=1 при спокойной работе передачи;

     P0 – мощность, передаваемая в стандартных условиях ремнём, кВт.

Из  [1] таблица 7.6, с. 85:

Полученное значение округляем до целого в большую сторону . При этом выполняется условие  

Проверяем частоту пробегов ремня на шкивахпо [1] с. 84:

                                                                                          (3.10)

где V – скорость ремня, м/с;

L– длина ремня, м.

                                     

Следовательно, условие долговечности соблюдается.

Определяем силу предварительного натяжения одного ремня, по [1]

с. 85:

                                                (3.11)

Определяем силу, действующую на валы,  по [1] с. 85:

                                                                            (3.12)

где   Z - число ремней для передачи заданной мощности;

        – угол обхвата, град.

       

Определяем параметры и конструкции шкивов:

Рисунок 3.1 - Конструкция шкивов

Количество спиц определяем по [1] с. 86:

                                                                                            (3.13)

- для ведущего шкива.

Шкив делают с диском, т.к. .

- для ведомого шкива.

Шкив делают с диском, т.к. .

Определяем длину большей оси эллипса h спицы (рисунок 3, в) по [1] с. 111:

                                                                                           (3.14)

где n – число спиц;

      – допускаемое напряжение изгиба. Для чугунных шкивов

     Значение  в миллиметрах;

      – окружная сила, Н, определяемая по  [1] с. 80:

                                                                                                                                                                                                                 

где крутящий момент на ведомом шкиве, ;

     диаметр ведомого шкива, мм.

Длина малой оси эллипса а, мм, определяем по [1] с. 111:

                                                                                                     (3.15)

                                             

Наружный диаметр ступицы (рисунок 4.2) определяем по [1] с. 111:

                                                                                                  (3.16)

где диаметр вала.

Длину ступицы (рисунок 3.1) определяем по [1] с. 111:

                                                                                      (3.17)

где диаметр вала.

     В - ширина обода клиноременного шкива (рисунок 3.1),  мм, определяемая по [1] с. 114:

                                                                                        (3.18)

где z - число канавок.

Рисунок 3.2 - Конструкцияобода шкива ременной передачи клиновым ремнём

Размеры профиля канавок  регламентированы ГОСТ 20898 в зависимости от профиля сечения ремня. Данные берём из [1] таблица 8.11,

с. 113, и переносим в таблицу 5:

Таблица 3.2 - Значения размеров профиля канавок

Обозначение сечения ремня

Конструция шкива при d, мм

Размеры профиля канавок, мм

С диском

A

90-100

3,3

8,7

11,0

150,3

10,0

Продолжение таблицы 3.2

Обозначение сечения ремня

d для угла наклона

Другие размеры, мм

34

36

38

40

B

75-112

125-160

180-400

≥450

1

6

1,0

4 Расчёт закрытой цилиндрической косозубой передачи

4.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Выбираем материал отдельно для шестерни и колеса из [1] таблица 3.1, с. 29.

Таблица 4.1 -Механические характеристики сталей для изготовления зубчатых колёс

Марка стали

Механические свойства

Терм. обраб.

Sh

Sf

Твердость

Предел прочности

σB, МПа

Предел текучести σT, Мпа

HB

HRС

40х

286(шест.)

270(колесо)

    –

1000

800

Улучш.

1,1

1,75

Допускаемые контактные напряжения для шестерни  и колеса  определяем по [1] с. 28:

                                                                    (4.1)

где предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа, определяемый по [1] с. 28:

                                                                                         (4.2)

где коэффициент долговечности , равный единице .

      предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, МПа,равный 2HB+70=590 МПа.

     коэффициент запаса прочности.

     коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зубьев;

     коэффициент, учитывающий окружную скорость;

    коэффициент, учитывающий влияние смазки;

    коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Принимаем по ГОСТ 21354:


Определив величины допускаемых контактных напряжений, допускаемое контактное напряжение определяем по [1] с. 32:   

                                                                               (4.3)

где    допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно.               

При этом выполняется условие :

Допускаемые напряжения на выносливость зубьев при изгибе для шестерни и колеса , МПа, определяем по [1] с. 32:

                                                                             (4.4)

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, определяемый по [1] с. 32:

                                                                    (4.5)

        – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа, который определяют в зависимости от способа химико-термической обработки;

– коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба.  по[1] с. 32.

– коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности. Для зубьев колес без деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности зубьев принимают  по [1] с. 32. 

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки   по [1] с. 32.

– коэффициент долговечности. Для длительно работающих передач принимается, равный единице.


4.2 Проектировочный расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную выносливость

Ориентировочно определяем начальный диаметр шестерни dw1, мм, по [1] с. 34:

                                                                     (4.6)

где вспомогательный коэффициент , равный 675 МПа для косозубых колёс;

крутящий момент на ведущем валу, ;

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твёрдости материала колёс НВ, кинематической схемы передачи и величины ; определяем по [1] рисунок 3.1, с. 33,  по [1] с. 34;

коэффициент внешней динамической нагрузки;

коэффициент ширины зубчатого венца;

передаточное число рассчитываемой зубчатой пары;

допускаемое контактное напряжение, МПа;

4.3 Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

Определяем начальный диаметр колеса по [1] с. 36:

                                                                                                    (4.7)

где начальный диаметр шестерни, мм.

Определяем ориентировочное значение межосевого расстояния при внешнем зацеплении aw, мм, по [1] с. 36:

                                                                                               (4.8)

где начальный диаметр шестерни, мм;

      начальный диаметр колеса, мм.


Определяем нормальный модуль по [1] с. 36:

                                                                                            (4.9)

где aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.

                              

Полученное значение нормального модуля округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 9563:

Предварительно принимаем угол наклона зубьев .

Определяем число зубьев шестерни  и колеса  по [1] с. 37 соответственно:

                                                                                                              (4.10)

                                                                                                                         (4.11)

где aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм;

     β - угол наклона зубьев, град;

     - нормальный модуль зацепления, мм;

     U - передаточное число зубчатой передачи.

Уточняем передаточное число по [1] с. 37:

                                                                                                                               (4.12)

где Z1 и Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно.

Отклонение от требуемого значения не превышает 5%.

Уточняем угол наклона линии зубьев град, по [1] с. 37:

                                                                                                 (4.13)

где  - нормальный модуль зацепления, мм;

       Z1 и Z2 - число зубьев шестерни и колеса соответственно;

        aw - ориентировочное значение межосевого расстояния, мм.


Уточняем диаметр начальной окружности шестерни  и колеса  по [1] с. 37:

                                                                                                                  (4.14)

                                                                                                                      (4.15)

где Z1 - число зубьев шестерни, мм;

     - нормальный модуль зацепления, мм;

      β - угол наклона зубьев, град;

      начальный диаметр шестерни, мм;

      U - передаточное число зубчатой передачи.

Уточняем межосевое расстояние aw, мм, по [1] с. 37:

                                                                                                (4.16)

где начальный диаметр шестерни, мм;

      начальный диаметр колеса, мм;

Определяем рабочую ширину венца шестерни  и колеса по [1]

с. 37:

                                                                                                                    (4.17)   

                                                                                                                         (4.18)

где коэффициент ширины зубчатого венца; задаётся в соответствии с [1] таблица 3.4, с.34;

      начальный диаметр шестерни, мм.

Определяем окружную скорость V, м/с, по [1] с. 37:

                                                                                                                      (4.19)

где  угловая скорость на валу шестерни, ; определяется из кинематического расчёта;

       начальный диаметр шестерни, мм.

4.4 Проверочный расчёт закрытых зубчатых передач на контактную выносливость

Расчётные контактные напряжения в полноте зацепления, МПа, определяем по [1] с. 38:

                                                                    (4.20)

где ZH – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев      (принимаем ZH=1,645 по [1] с. 38 );

      Zm – коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряга-емых зубчатых колёс (принимаем Zm=275 по [1] с. 38);

      Zε – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий (принимаем Zε=0,8 по [1] с. 38);

      U – передаточное число зубчатой передачи;

      dw1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм;

       WHt – удельная расчётная окружная сила, Н/мм, определяемая по [1] с. 39:

                                  (4.21)

где  T1 – крутящий момент на валу шестерни (T1=144400 Нмм);

      KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем KH=1,1  по [1] с. 39);

      KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем KH=1,025 по [1] с. 39);

      KHv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении (принимаем KHv=1,01 по [1] с. 39);

      b1 – рабочая ширина венца шестерни, мм;

      dw1 – уточнённый диаметр делительной окружности шестерни, мм.

Полученное значение удовлетворяет условию :

4.5 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Определяем расчётные напряжения изгиба зубьев , по [1] с. 40:

                                                         (4.22)

где T1 – крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·м;


            K
F – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями (принимаем, что в зацеплении участвует одна пара зубьев, тогда KF=1 );

            KF – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца (принимаем KF=1,05 по [1] с. 40);

             KFv – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (принимаем KFv=1,3 по [1] с. 40);

           b2– рабочая ширина венца, мм;

           dw1 – диаметр делительной окружности шестерни, мм.

       YF – коэффициент, учитывающий форму зуба (принимаем в зависимости от эквивалентного числа зубьев YF=3,72 по [1] с. 40);

             Y – коэффициент, учитывающий наклон зуба (принимаем, Y=1-11,14/140=0.92 ).

4.6 Определение параметров цилиндрических зубчатых колёс

Зубчатые колёса изготавливают из стали с последующей термической обработкой. Стальные зубчатые колёса диаметром до 400-500 мм выполняются коваными, при больших диаметрах - литыми.

Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс представлены на рисунке 4.1:

Рисунок 4.1 - Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс

Основные соотношения геометрических параметров цилиндрических зубчатых колёс сведём в таблицу:                   


Таблица 4.3 - Основные параметры цилиндрических зубчатых колёс

Параметры

Расчётная формула

Значение

Высота головки зуба

, мм

2

Высота зуба , мм

5,5

Высота ножки зуба

, мм

2,5

Диаметр окружности вершин зубьев для шестерни , мм

64,4

Диаметр окружности вершин зубьев для колеса , мм  

312

Диаметр окружности впадин зубьев для шестерни , мм

55

Диаметр окружности впадин зубьев для колеса , мм

303

Толщина обода а, мм

6

Диаметр ступицы , мм

102

Длина ступицы , мм

84

Диаметр вала под ступицей колеса , мм

60

Толщина диска, связывающего ступицу и обод, с, мм

6,6

Внутренний диаметр обода , мм

291

Диаметр отверстий в диске , мм

58

Диаметр окружности центров отверстий

, мм

196,5

Ширина уклона , мм

6,6

Толщина выступа  , мм

8,762

Максимальная ширина спицы , мм

35,05

Минимальная ширина спицы , мм

28,04


5 Расчёт на ЭВМ

Выполнили расчёт на ЭВМ. Результаты расчётов представлены в приложении А. Сведём для сравнения результаты расчётов на ЭВМ и результаты ручных расчётов в таблицу:

Таблица 5.1 - Результаты расчётов

Наименование параметра

Результаты машинного счёта

Результаты ручного счёта

Косозубая цилиндрическая зубчатая передача

Межосевое расстояние передачи , мм

184,4

183,97

Диаметр шестерни

60,4

60,2

Диаметр колеса

308,2

307,9

Угол наклона зуба β, град

16,26

16,26

Число зубьев шестерни

29

29

Число зубьев колеса

147

147

Модуль зацепления

2

2

Рабочая ширина колеса

75

77

Клиноременная передача

Передаточное число U

3,7

3,7

Скорость ремня V, м/с

5,1

5,08

Межосевое расстояние передачи , мм

728,5

728

Длина ремня L, мм

1319

1400

Угол обхвата ремнём малого шкива α, град

298

298

Требуемое число ремней Z

4

4

Долговечность

5,966

6,14

Усилие, действующее на вал,

956,0

956,0

Для дальнейших расчётов выбраны результаты машинного счёта.

6 Расчёт и конструирование основных элементов редуктора

Корпус редуктора (рисунок 6.1) предназначен для размещения в нём деталей передачи, обеспечения смазки, восприятия усилий, возникающих при работе, а также для предохранения деталей от повреждений и загрязнений.

Рисунок 6.1 - Корпус редуктора

Наиболее распространённым материалом для литых корпусов является серый чугун. Реже применяются стальные сваренные либо литые корпуса.

Редукторы общего назначения для удобства сборки и разборки конструируют разъёмными. Плоскость разъёма проходит, как правило, через оси валов параллельно плоскости основания. В этом случае каждый вал редуктора со всеми расположенными на нём деталями представляет собой самостоятельную сборочную единицу, которую собирают и контролируют заранее независимо от других валов и затем монтируют в корпусе.

Косой разъём выполняем при большой разнице диаметров колёс различных ступеней для снижения габаритов и массы корпуса и улучшения условий смазки путём погружения колёс всех ступеней в  масляную ванну.

Корпус редуктора должен быть достаточно прочным и жёстким, так как его

деформации могут вызвать перекос валов и нарушить зацепление зубчатых колёс, что может привести к повышенному износу и даже поломке зубьев. Увеличение жёсткости достигается рёбрами к приливам (бобышкам) под подшипники. Дно корпуса выполняют наклонным (1-2) в сторону сливного отверстия.

В крышке корпуса для заливки масла, контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации предусматривают смотровое окно. Оно располагается в местах, удобных для осмотра зацепления. Размеры окна должны обеспечивать хороший обзор зацепления. Форма отверстия может быть прямоугольной, круглой или овальной. Смотровое окно закрывают крышкой с отдушиной.

Для подъёма и транспортировки крышки, основания корпуса и собранного редуктора предусматривают крючья, проушины или рым-болты.

Определим массу редуктора по [1] с. 123:

                                                                                                                     (6.1)

где  φ - коэффициент заполнения, определяемый по [1] с. 123:

                                                 (6.2)

      межосевое расстояние, мм;

      ρ - плотность чугуна, ;

     V- условный объём редуктора,  мм3, определяемый по [1 ] с. 123:

                                                             V=LBH                                                            (6.3)

     L, B, H - длина, ширина и высота редуктора, мм.

Взаимное положение основания корпуса и крышки фиксируют двумя коническими шрифтами, которые устанавливают до расточки отверстий под подшипники. Эти штифты точно фиксируют относительное положение деталей корпуса при чистовой расточке отверстий под наружное кольцо подшипника или стакана и последующих сборках.

Габариты и формы редуктора определяем числом и размерами зубчатых колёс, заключённых в корпус, положением плоскости разъёма и расположением валов.

Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора занесём в таблицу 6.1:


Таблица 6.1 - Основные соотношения размеров элементов корпуса редуктора

Наименование элементов

корпуса

Обозна-чение

Ориентировочное соотношение

(размеры, мм)

1) Толщина стенок редуктора:

2) Глубина корпуса редуктора (ориентировочно):

3) Размеры сопряжений

расстояние от стенки

X

2-3

расстояние от фланца

Y

15

радиус закругления

R

5

высота просвета

h

4

4) Диаметры болтов:

фундаментных

20

соединяющих крышку корпуса с основанием редуктора:

а) у подшипников

16

б) прочих

12

6) Размеры элементов фланцев:

Диаметр болта

=М20

=М16

=М12

ширина фланца

48

39

33

расстояние от оси болтов до стенки

25

21

18

диаметр отверстия под болт

22

17

13

диаметр планировки

38

32

26

радиус закругления

R

5

5

4

7) Размеры элементов подшипниковых гнёзд у выходного вала:

диаметр расточки

130

диаметр оси установки болтов

155

наружный диаметр фланца

175

длина гнезда подшипника

28

8) Размеры элементов подшипниковых гнёзд у выходного вала:

диаметр расточки

100

диаметр оси установки болтов

125

наружный диаметр фланца

145

длина гнезда подшипника

28


Окончание таблицы 6.1

Диаметр расточки D, мм

входной вал

выходной вал

68-80

85-100

Количество болтов для крепления крышки подшипника

4

6

Диаметр болтов

М10

М10

Глубина завинчивания

15

15

Глубина нарезания резьбы

24

24

Глубина сверления

28

28

                                               


7 Выбор конструкции и проектный расчёт валов

1) Диаметры входного  и выходного  валов в опасном сечении определяем по [1] с. 117:

                                                                                                                       (7.1)

крутящий момент на рассматриваемом валу, ;

пониженные допускаемые напряжения кручения,

Диаметры остальных участков валов назначают по конструктивным соображениям с учётом удобства посадки на вал подшипников качения, зубчатых колёс и т. д. и необходимости фиксации этих деталей на валу в осевом направлении. Этим требованиям отвечают ступенчатые валы (рисунок 7.1).

Рисунок 7.1 - Конструкция ступенчатого вала

Определяем диаметры участков вала. Данные заносим в таблицу 7.1.


Таблица 7.1 - Определение диаметров участков вала

Диаметр вала

Входной вал, мм

Выходной вал, мм

выходного конца

32

40

под уплотнение

40

48

под внутреннее кольцо подшипника

45

55

при значение должно быть кратным пяти

под насаживаемую деталь

50

60

буртика

55

65


8
Предварительный выбор подшипников и эскизная компоновка редуктора

8.1 Предварительный выбор подшипников

Тип подшипников выбираем в зависимости от величины, направления и соотношения сил, действующих на опоры, характера нагрузок, частоты вращения вала и требуемого срока службы.

Определили тип подшипников. Занесли данные в таблицу 8.1:

Таблица 8.1 - Определение типа подшипников

Отношение сил в зацеплении

Тип подшипника

до 0,3

Шариковый радиальный (рисунок 8.1)

Рисунок 8.1 - Габаритные размеры шариковых радиальных однорядных подшипников

Для предварительно выбранного подшипника находим условное обозначение, диаметр наружного кольца, ширину, динамическую и статистическую грузоподъёмность выбранного подшипника. Данные заносим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2 - Основные размеры и параметры шариковых радиальных однорядных подшипников

Условное обозначение подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

R, мм

Грузо -подъёмность, кН

C

Co

(Входной вал) 307

50

100

27

3

61,8

36

(выходной вал) 309

60

130

31

3,5

81,9

48

   8.2 Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка устанавливает положение зубчатых колёс редуктора, элементов открытых передач относительно опор (подшипников) с целью определения


сил, действующих на опоры, и изгибающих моментов, действующих на валы и, в конечном итоге, выполнения проверочных расчётов валов, подшипников и

шпоночных соединений, а также сборочного чертежа редуктора.

Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоновки занесём в таблицу 8.3:

Таблица 8.3 - Необходимые размеры и их соотношения при выполнении компоновки

Наименование элемента

Обозна-чение

Значение, мм

1) Диаметр вершин зубчатых колёс

для шестерни: 64,4

для колеса: 312

2) Диаметр ступицы

102

3) Длина ступицы

84

4) Ширина шкива ременной передачи

97

5) Ширина подшипника

для шестерни: 23

для колеса: 25

6) Толщина стенки корпуса

8

7) Диаметр вала, на котором устанавливается внутреннее кольцо подшипника

для шестерни: 45

для колеса: 55

8) Расстояние от внешнего торца фланца до внешней стенки корпуса редуктора

48

39

33

9) Глубина гнезда подшипника

58

10) Диаметр отверстий под болты

16

12

11) Толщина крышки подшипника

для шестерни: 6

для колеса: 7

12) Толщина фланца крышки подшипника

для шестерни: 8

для колеса: 10

13) Высота головки болта крышки подшипника

для шестерни: 24,5

для колеса: 31,5

14) Зазор между неподвижными и вращающимися частями

9

15) Расстояние между торцом подшипника и внутренней стенкой редуктора

6

16) Расстояние от оси отверстия под болт до внешней стенки корпуса

25

21

18

17) Расстояние от оси отверстия под болт до расточки под внешнее кольцо подшипника

5-10

18) Ширина ведущего зубчатого колеса (шестерни)

67

Окончание таблицы 8.3

19) Ширина ведомого зубчатого колеса (колеса)

71

20) Толщина фланца стакана

11

21) Толщина торцевого фланца редуктора для крепления крышки подшипника и стакана к корпусу редуктора

16

9 Проверочные расчёты

9.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

Для определения реакций в опорах вначале построили схему нагружения валов редуктора. Она содержит название схемы, схему валов в изометрии с указанием всех сил, действующих на вал как от зубчатого зацепления в редукторе, так и от внешних передач направления вращения валов; координатную систему осей X, Y, Z для ориентации схемы; таблицу силовых и кинематических параметров.

Из предыдущих расчётов имеем:

Из первого этапа компоновки имеем:

Находим реакции опор:

Построим эпюру изгибающих моментов (рисунок 9.1):

Мх1=0

Мх2=0

Мх3= Hm

Мх4=0

Мх3= Hm

Мх1=0

Мх2= -318,50,106= -33,,76 Hm

Мх3= -318,50,166-846,10,06=-103,63 Hm

Мх4=0

Построим эпюру крутящих моментов (рисунок 9.1):

Мк=Hm

Определяем суммарные радиальные реакции в опорах:

                                           

Определяем суммарные изгибающие моменты:

    

Рисунок 9.1 – Расчётная схема вала


9.2 Проверочный расчёт подшипников

                  Расчет будем проводить для подшипников 7204 ГОСТ 333–71.

  1.  По табл. 7.6 из [1] находим коэффициент е предварительно выбранного подшипника 7311 ГОСТ 333–71: 

е=0,332.

  1.  Составам схему награждения опор:

  1.  Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил:

  1.  Определяем расчетные осевые нагрузки Ra1 и Ra2 с учетом расположения подшипников враспор:

  1.  Определяем соотношение 

где V – коэффициент вращения: при вращении внутреннего кольца V=1, наружного – V=1,2, и сравнивают его с коэффициентом е:

Поскольку данные соотношения меньше коэффициента е, то X=1, Y=0.

  1.  Определяем эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

где Кσ – коэффициент безопасности: при спокойной нагрузке Кσ = 1;

    КТ – температурный коэффициент: при температуре подшипника менее 100 °С КТ1.


   По табл. 7.2 [1] определяем коэффициент γ:

γ=2,47.

  1.  Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипников по формуле:

    Подшипники пригодны для установки на данном валу.

9.3 Проверочный расчёт шпонок

Зубчатые колёса, шкивы, звёздочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных или шлицевых соединений, предназначенных для передачи крутящих моментов.

Сечение шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по [1] таблица 11.4 и заносим данные в таблицу 9.1:

        Таблица 9.1 - Шпоночные соединения с призмати-

        ческими шпонками

Диаметр вала, мм

Сечение шпонки

Глубина паза

b

h

t1

t2

60

18

11

7,5

4,4

55

12

8

5,0

3,3

Определяем длину шпонки (рисунок 9.2)  по [1] с. 147 :

                                                                                                                              (9.5)

где  длина ступицы, мм.


Рисунок 9.2 - Шпоночные соединения с призматическими шпонками        После определения размеров шпонки производим проверочный расчёт соединения по напряжениям смятия по [1] с. 147:

                                                                                            (9.6)

где Т – крутящий момент на валу, ;

     d – диаметр вала в месте посадки шпонки, мм;

     lр – рабочая длина шпонки, мм;

    (ht1) – сминаемая высота шпонки, мм;

                Шпонка на выходном валу:

                  Шпонка на входном валу:

9.4 Проверочный расчёт валов

Проверочный расчёт вала на прочность проводим при совместном действии изгиба и кручения путём определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях и сравнении их с допускаемыми. При этом выполняется условие: S≥[S].

Выбираем материал вала: Марка стали - 40х

Выбираем опасные сечения на валах: опасное сечение приходится на вал под зубчатым колесом.

Для выбранного опасного сечения определяем коэффициент запаса прочности S [1] с. 149:

                                                                                                            (9.7)

где Sσ и Sτ – коэффициенты запаса прочности по изгибным и крутящим напряжениям соответственно. Указанные коэффициенты определяем по [1] с. 149:

                                                                                        (9.8)

                                                                                            (9.9)

где σ–1=250 МПа– предел выносливости при изгибе с симметричным циклом, для углеродистых конструкционных сталей;

σа =5,5 – амплитудные напряжения изгиба в рассматриваемом сечении вала, при симметричном цикле напряжений;

КσD=1,445 – эффективный коэффициент концентрации напряжений по [1] таблица 11.8;

Kd =0,7975 – масштабный фактор по [1] таблица 11.8;

KV =1,6 – коэффициент, учитывающий способ упрочнения поверхностей, для валов без поверхностного упрочнения по [1] таблица 11.7;

τ–1 =150 Мпа  – предел выносливости при кручении с симметричным циклом, для углеродистых и легированных сталей по [1] таблица 11.5;

              τа =1,45 – амплитудное напряжение;

     КτD =1,49 – эффективные коэффициент концентрации напряжений по [1] таблица 11.9;

Ψτ=0 и Ψσ=0 – коэффициенты, учитывающие асимметрию цикла;


10 Выбор способа смазки

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки:

А) Картерная смазка осуществляется окунанием венцов в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач V< 12 - 15 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой.

Б) При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер, определяется из расчета (0,4-0,8) л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Глубина погружения в масло hт зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2т<hт<0,25d2 (где т - модуль зацепления); при расположении шестерни ниже колеса hт=(0,1-0,5)d1, при этом hmin=0,2т. Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика)

В конических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья конического колеса или шестерни.

В нашем случае подача смазки в редукторе картерная. Она осуществляется окунанием венцов зубчатых колёс в масло, заливаемое внутрь корпуса. При смазывании окунанием объём масла, заливаемого в картер, определяется из расчёта (0,4-0,8) л масла на 1кВт передаваемой мощности.

Определим объём масла в редукторе по [1] с. 170:

                                                                                                           (10.1)

где передаваемая мощность, Вт.

          

Объём масла в редукторе – 1,65 л.

Так как окружная скорость равна V=0,6 м/с по [1] таблица 13.2 определяем вязкость кинематическую масла для смазывания зубчатых передач, которая равна w=177∙10-6 м2/с, далее по [1] таблица 13.4 определяем марку и наименование масла:

В картер заливаем масло марки «Авиационное  МС - 14» (ГОСТ 21743).

Подшипники на входном и на выходном валу смазывают  солидолом синтетическим общего назначения (ГОСТ 4366-76).

Контроль уровня масла осуществляется круглым маслоуказателем.

Для предотвращения вытекания масла из корпуса поставлены крышка-отдушина, манжеты, прокладки уплотнительные.


Список использованных источников

  1.  Детали машин и основы конструирования / А. Ф. Дулевич, С. А. Осоко, А. М. Лось, Ф. Ф. Царук, С. Е. Бельский. Минск, БГТУ, 2006. – 219 с.
  2.  Конструирование узлов и деталей машин / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. Москва «Высшая школа», 1998.
  3.  Справочник по техническому черчению / Л. И. Новичихина. Минск, Книжный дом, 2004. – 310 с.
  4.  Курсовое проектирование деталей машин / А. Е. Шейнблит. Москва «Высшая школа», 1991. – 432 с.
  5.  Детали машин. Проектирование / Л. В. Курмаз, А. Т. Скойбеда. Минск, УП «Технопринт», 2001. – 292 с.
  6.  СТП БГТУ 002-2007 / М. М. Ревяко. Минск, БГТУ, 2007. – 36 с.




1. Загадка библиотеки Севастопольской биологической станции
2. Мовна типологія
3. Пояснительная записка Курс призван развивать интерес к химической науке формировать научное мировоззрен
4. темах диаграммы кипения и диаграммы взаимной растворимости Для двухкомпонентной системы с идеаль
5. РЕФЕРАТ дисертації на здобуття наукового ступеня доктора педагогічних наук КИЇВ '
6. Лабораторная работа 26по курсу общей физики Определение коэффициентов теплопроводоститвердых диэлект
7. Колониальная эксплуатация народов Азии и Африки в период домонополистического капитализма
8. Курсовая работа- Анализ деятельности предприятия
9. Анализ внешних и внутренних связей на предприятии на примере ОАО Ивантеевский трикотаж
10. Основные темы в творчестве Ивана Алексеевича Бунина - вечные темы природа любовь смерть
11. САНКТПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ институт управления и технологий в апк инпо
12. Реферат- Сущность налогов и налоговое планирование
13. схема подойдет новичкам но и опытным трейдерам поможет держать накопленную информацию в одном месте
14. Інтелектуальна власність при управлінні інноваційними проектами
15. ешь ет ем ете ут или ют; во II спряжении- ишь ит им ите т или ят
16. Куріння серед молоді Виконала- Студентка 4 курсу Групи 9П23-10
17. На тему- Военноприкладная физическая подготовка
18. го полугодия появляется узнавание а затем и воспроизведение образов отсутствующих предметов По мере
19. то особенным не отрывистым а мягким словно не зрелый мужчина стоял по ту сторону а пушистый кот
20. 2013Дата окончания тестирования- 25