СодержаниеОглавление.
стр.
Задание 1
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 2
2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых
напряжений. 4
3. Расчет третьей ступени редуктора. 5
4. Расчет второй ступени редуктора. 6
5. Расчет первой ступени редуктора. 8
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора. 10
7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. 11
8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него. 13
9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него. 16
10. Расчет тяговой звездочки. 19
11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него. 20
12. Смазка. 23
13. Проверка прочности шпоночных соединений. 24
14. Выбор муфт. 24
Список использованной литературы. 26
Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты.
Задание 04 Вариант 3
Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.
Принять:
Типовой режим нагружения: 3.
Расчетный ресурс: 7 000 часов.
Изготовление в год: 1 шт.
Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.
Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.
Число зубьев звездочки z: 7.
Ft=F1-F2; F2=0,25F1.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Выбор двигателя [1]
Общий КПД привода:
η = ηред • ηм • ηп
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп2 • ηкп • ηп3
ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой конической передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηред = 0,962 • 0,96 • 0,993 = 0,86
ηм = 0,98 – КПД муфты.
η = 0,86 • 0,98 • 0,99 = 0,83
Требуемая мощность двигателя:
Ртр = Рвых/ η = 1,8 / 0,83 = 2,2 кВт.
Рвых – мощность на тяговой звездочке.
Рвых = Ft • V = 4,5 • 103 • 0,4 = 1,8 кВт.
Кэ = 1 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.
Частота вращения тяговой звездочки [3].
V = , следовательно nвых = = = 27 об/мин.
nвых – частота вращения тяговой звездочки.
V = 0,4 м/с – скорость тяговой цепи.
Z = 7 – число зубьев тяговой звездочки.
t = 125 мм – шаг цепи.
По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 – тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.
Ft = F1 – F2 = 4,5 кН.
F2 = 0,25F1
Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.
Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4
Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.
Передаточное число редуктора [4].
Uред = U1 • U2 • U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3
U1 – передаточное число первой ступени;
U2 – передаточное число второй ступени;
U3 – передаточное число третьей ступени.
Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 1440 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 1440 / 4 = 360 об/мин;
n3 = n2 / U2 = 360 / 3,5 = 102,8 об/мин;
n4 = nвых = 27 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 • 1440 / 30 = 150,7 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 • 360 / 30 = 37,7 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 • 102,8 / 30 = 10,8 рад/с;
ω4 = ωвых = πn4 / 30 = 3,14 • 27 / 30 = 2,8 рад/с.
Мощности на валах:
Р1 = Рдв = 3 кВт;
Р2 = Р1 • ηцп • ηп = 3 • 0,96 • 0,99 = 2,85 кВт;
Р3 = Р2 • ηкп • ηп = 2,85 • 0,96 • 0,99 = 2,7 кВт;
Р4 = Р3 • ηцп • ηп = 2,7 • 0,96 • 0,99 = 2,6 кВт;
Рвых = Р4 • ηм • ηп = 2,6 • 0,98 • 0,99 = 2,5 кВт;
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω 1 = 3 / 150,7 = 0,02 кН•м = 20 Н•м;
М2 = Р2 / ω 2 = 2,85 / 37,7 = 0,076 кН•м = 76 Н•м;
М3 = Р3 / ω 3 = 2,7 / 10,8 = 0,25 кН•м = 250 Н•м;
М4 = Р4 / ω 4 = 2,6 / 2,8 = 0,93 кН•м = 930 Н•м;
Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5 / 2,8 = 0,9 кН•м = 900 Н•м.
2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
NK6 = 573 • ω 4 • Lh = 573 • 2,8 • 7000 = 17,2 • 106 циклов;
NK5 = NK6 • U3 = 17,2 • 106 • 3,8 = 65,4 • 106 циклов.
NHO = 16,5 • 106 табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.
NFO = 4 • 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].
При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.
[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 • 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 • 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 • 1,03 = 294 МПа
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 • 1,03 = 256 МПа
3. Расчет третьей ступени редуктора.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α3 = Кα(U3 + 1) = 495 • (3,8 + 1) = 201,5 мм.
Кα = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α3 = 200 мм.
m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.
z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 • 200 / 3 • (3,8 + 1) = 28
z6 = z5U3 = 28 • 3,8 = 106
d5 = m z5 = 3 • 28 = 84 мм
da5 = d5 + 2m = 84 + 2 • 3 = 90 мм
dt5 = d5 – 2,5m = 84 – 2,5 • 3 = 76,5 мм
d6 = m z6 = 3 • 106 = 318 мм
da6 = d6 + 2m = 318 + 2 • 3 = 324 мм
dt6 = d6 – 2,5m = 318 – 2,5 • 3 = 310,5 мм
b6 = ψва • α3 = 0,4 • 200 = 80 мм
b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм
Окружная скорость:
V3 = = = 0,45 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр. 42 [1].
[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71ВведениеРеакции от усилий в зацеплении:
RAx(a + b) – Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 5952 • 0,0715 / 0,2835 = 1501 H
RBx = Ft6 - RAx = 5952 – 1501 = 4451 H
Mx = RBxb = 4451 • 0,0715 = 318 H • м
RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 • 0,0715 / 0,2835 = 546 H
RBy = Fr6 - RAy = 2166 – 546 = 1620 H
My = RByb = 1620 • 0,0715 = 116 H • м
Реакции от усилия муфты:
FM(a + b + c) – RAFм(a + b) = 0;
RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 7624 • 0,3835 / 0,2835 = 10313 H
RBFм = RAFм - FM = 10313 – 7624 = 2689 H
RA = = = 1597 H
RB = = = 4736 H
Для расчета подшипников:
RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 H
RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H
Опасное сечение I – I. Концентрация напряжений в сечении I – I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.
σа = σu = МAFм / 0,1d43 = 762,4 • 103 / 0,1 • 603 = 35,3 МПа
τа = τк /2 = М4 / 2 • 0,2d43 = 930 • 103 / 0,4 • 603 = 10,8 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) • 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) • 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) • 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) • 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 35,3 = 2,7; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 10,8 = 8,4
S = Sσ Sτ / = 2,7 • 8,4 / = 2,6 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С0 = 31 кН, d×D×B = 60×110×22
QA = RA' Kδ KT = 11910 • 1,3 • 1 = 15483 H
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 • (52 / 15,483)3 • (106 / 60 • 27) = 1,9 • 104 ч
1,9 • 104 ч < [t] = 2,5 • 104 ч
Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;
d×D×B = 60×130×31, тогда:
Lh = 0,7 • (151 / 15,183)3,3 • (106 / 60 • 27) = 8,2 • 104 ч > [t] = 2,5 • 104 ч
Подшипник подходит.
8. Расчет промежуточного (третьего) вала
и расчет подшипников для него.
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
d3 = = = 36,7 мм
Принимаем: диаметр под подшипники – Ø40 мм, под коническое колесо - Ø45мм.
Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.
Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.
Реакции опор:
в плоскости xz:
RDX = (Ft5d + Fr4(d+e) + Fa4d4/2)/(d+e+f) =(5952•71,5 + 234•204,5 + 820•106,75)/283 = 1982 Н;
RCX = (Fr4f + Ft5(f+e) - Fa4d4/2)/(d+e+f) =(234•78,5 + 5952•211,55 - 820•106,75)/283 = 4204 Н;
Проверка: RDX + RCX - Ft5 – Fr4 = 1982 + 4204 - 5952 – 234 = 0.
в плоскости yz:
RDY = (Fr5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(2166•71,5 + 2342•204,5)/283 = 2238 Н;
RCY = (Ft4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(2342•78,5 + 2166•211,5)/283 = 2270 Н;
Проверка: RDY + RCY – Fr5 - Ft4 = 2238 + 2270 – 2166 - 2342 = 0.
Суммарные реакции:
RD = = = 2989 H;
RC = = = 4778 H;
Опасное сечение – место под колесо цилиндрической передачи.
Материал вала – сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].
Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:
Му = RDX(e+f) – Fr4e - Fa4d4/2 = 1982 • 0,2115 – 234 • 0,133 – 820 • 0,107= 300,7 Н•м;
Мх = RDY(e+f) – Ft4e = 2238 • 0,2115 – 2342 • 0,133 = 162 Н•м;
Мсеч = = = 341,6 Н•м.
Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.
σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 • 103 / 0,1 • 76,53 = 37,5 МПа
τа = τк /2 = М3 / 2 • 0,2d3 = 250 • 103 / 0,4 • 76,53 = 6,9 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].
KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ – 1) • 1 / KV = (3,8 + 1 – 1) • 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ – 1) • 1 / KV = (2,2 + 1 – 1) • 1 = 2,2
σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа
Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 37,5 = 2,6; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,9 = 13,2
S = Sσ Sτ / = 2,6 • 13,2 / = 2,63 > [S] = 2,5
Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.
Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, d×D×B = 40×80×18
Эквивалентная нагрузка:
Qэ = (XVRC + YFa4)KбKT,
в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1 –
вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.
Отношение Fa4 / Со = 820 / 40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение Fa4 / RC = 820 / 4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.
Qэ = (0,4•4778 + 1,6• 820) •1,3 = 4077 H.
Ресурс подшипника:
Lh = a23(C / Qэ)m (106 / 60n3) = 0,8 • (58,3 / 4,077)3 • (106 / 60 • 102,8) = 3,9 • 104 ч
3,9 • 104 ч > [t] = 2,5 • 104 ч
Подшипник подходит.
9. Расчет промежуточного (второго) вала
и расчет подшипников для него.
Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:
d2 = = = 24,7 мм
Принимаем: диаметр под подшипники – Ø30 мм, под цилиндрическое колесо -
Ø35 мм.
Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.
Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.Литература1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.
2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1998 г.
3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.'
|
|
