Размещено на http://www.allbest.ru/ ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Национальный исследовательский Томский политехнический университет» Кафедра теоретической и прикладной механики Пояснительная записка ПЛВФ РКО-150.00.00.ПЗ ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ВАКУУМ-ФИЛЬТРА Студент Меньшов П. Руководитель работы Беляев Д.В. Томск-2016 Размещено на http://www.allbest.ru/ ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ Исходные данные: Скорость перемещения ленты V=1,0 м/с. Усилие натяжения ткани F=2,5 кН. Диаметр барабана D=240 мм. Срок службы привода Т=14000 часов. Размещено на http://www.allbest.ru/ ВВЕДЕНИЕ Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр. Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют оптимально использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия. Целью данной работы является проектирование привода в расчет и соответствии с предложенной кинематической схемой. Наиболее существенную часть задания составляет проектирование редуктора. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Размещено на http://www.allbest.ru/ 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ подшипник редуктор шпоночный зубчатый По табл. 1.1[4,с.5] принимаем: КПД муфты 1 =0,98 Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 2 =0,99; КПД пары конических зубчатых колёс 3 =0,97; КПД открытой цепной передачи 4 =0,92; Общий КПД привода 1 3 2 3 4 =0,98×0,993×0,97×0,92=0,849 Требуемая мощность электродвигателя, Вт Ртр=F×V/ =2500×1/0,849=2944,6 По табл. П3[4, с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А112МА6. Его основные параметры: Рном=3 кВт, n=1000 об/мин, dдв=32 мм, s=4,7% Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения, об/мин nдв=n(1-s)=1000(1-0,047)=953 Угловая скорость барабана, рад/с wб=2V/D=2×1/0,24=8,33 Частота вращения барабана, об/мин Размещено на http://www.allbest.ru/ nб=30× wб/ =30×8,33/3,14=79,59 Передаточное отношение привода U=nдв /nб=953 /79,59=11,97 Принимаем передаточное отношение редуктора u1=2,5. Тогда передаточное отношение цепной передачи u2=U/u2=11,97/2,5=4,79 Ближайшее стандартное значение – 4,5. Погрешность U=[(4,79-4,5)/4,5]×100=6,44% > [U]=3% Принимаем расчётное значение u2=4,79. Определяем частоту вращения на валах привода, об/мин nдв=n1=953 n2= n1/u1=953/2,5=381,2 n3= n2/u2=381,2/4,79=79,58 Определяем угловую скорость на валах привода, рад/с w1 =π·n1/30 = 3,14×953/30 =99,75 w2= w1/ u1 =99,75/2,5=39,9 w4= w3/u2=39,9/4,79=8,33 Определяем крутящий момент на валу электродвигателя, Н·м Размещено на http://www.allbest.ru/ Тдв=Ртр /w1=2944,6 /99,75=29,54 Определяем крутящий момент на валах привода, Н·м Т1= T дв 1 2 =29,54×0,98×0,99=28,66 Т2= T 1u1 3 2 =28,66×2,5×0,97×0,99=68,79 Т3= T 2u 2 4 2 =68,79×4,79×0,92×0,99=300,13 2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками: для шестерни Сталь 40ХН, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 320; для колеса – Сталь 40ХН, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 280. Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа [ ]H1=(2HB1+67)KHL / [SH] [ ]H2=(2HB2+67)KHL /[SH] KHL – коэффициент долговечности; K HL 6 N HO/ N где N HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. По табл. 3.3 [5, с.51]: для шестерни для колеса N NOш 14 10 N 1010 NOк 6 6 циклов циклов Размещено на http://www.allbest.ru/ N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка) N 573wL h где w – угловая скорость соответствующего вала; L h - срок службы привода (ресурс); для шестерни N 57399,7514000 800,210 ш 6 циклов для колеса N 57339,914000 320,110 к 6 циклов Так как N N HO , то K K 1 HLш HLк [SH]=1,1; - коэффициент запаса. [ ]H1=(2×320+67)×1/ 1,1=642,7 [ ]H2=(2×280+67)×1/ 1,1=570 Расчёт ведём по меньшему напряжению [ ]H2=570 МПа. Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1 [4,с.26]; при консольном расположении колёс, значение КНВ=1,35. Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0,285. Внешний делительный диаметр колеса, мм d e 2 K d 3 Т 2к нв u H 10,5 2 99 3 2 b Re Re 687901,352,5 149,01 570 1 0,50,285 2 0,285 2 Принимаем ближайшее стандартное значение de2=150 мм Размещено на http://www.allbest.ru/ здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач). Принимаем число зубьев шестерни z1=23. Число зубьев колеса z2=z1×u1=23×2,5=58 Пересчитываем передаточное отношение u=z2 / z1=58/23=2,5 Внешний окружной модуль, мм me=de2/z2=150/58=2,586. Уточняем значение внешнего делительного диаметра колеса, мм de2=me×z2=2,586×58=149,988 Основные размеры шестерни и колеса Углы делительных конусов, ° ctg 1 u 2,5 . 1 21,80141 2 900 1 90 21,80141 68,198590 Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b, мм R e 0,5m e z 21 z 22 0,5 2,586 23 2 58 2 80,78 Длина зуба, мм Размещено на http://www.allbest.ru/ b b Re Re 0,285×80,78=23,02 Принимаем b=22 мм. Внешний делительный диаметр шестерни, мм d e1 me Z1 2,586×23=59,48 Средний делительный диаметр шестерни, мм d 2 Re 0,5b sin 1 280,78 0.522sin 21,80141 51,83 1 Внешние диаметры шестерни и колеса, мм d ae1 d e1 2me cos 1 59,48 2 2,586 cos 21,80141 65,95 d ae2 d e 2 2me cos 2 149,988 2 2,586 cos 68,371144 151,235 Средний окружной модуль, мм m d1 51,83 2,25 Z1 23 Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру bd b 22 0,424 d1 51,83 Средняя окружная скорость колес, м/с V 2 d1 2 99,75 51,83 2,585 2 1000 Размещено на http://www.allbest.ru/ где w1 - угловая скорость вращения шестерни, 1/с. Контактное напряжение, МПа 2 H 335 T3 K H U2 1 Re 0.5b bU 3 где KH - коэффициент нагрузки. K H K H K H K Hv В свою очередь: K H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями; K Hv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении. В соответствии с рекомендациями [4, с. 53] назначим для конических колес 7-ю степень точности, но значения коэффициентов будем принимать для 8-й степени. Уточняем значение K H , согласно [4, с. 39], при bd 0,46 и твердости поверхности зубьев HB<350, K H 1,15. При окружной скорости колес V 2,585 м/с, в соответствии с [4, с. 39] K H 1; K Hv 1,05 K H 1,15×1×1,05=1,21 68790 1,21 2,52 1 335 H 80,78 0.5 22 22 2,52 3 521,77 H 522,09 H H Условие контактной прочности выполнено. Размещено на http://www.allbest.ru/ Силы в зацеплении Окружная, Н Ft 2T1 2×28660/51,83=1115,6 d1 радиальная для шестерни, равная осевой для колеса, Н Fr1 F a 2 Ft tg 20 sin 1 1115,6 tg 20 sin 21,80141 149,7 радиальная для колеса, равная осевой для шестерни, Н Fr 2 F a1 Ft tg 20 sin 2 1115,6 tg 20 sin 68,19859 377,4 Напряжение изгиба, МПа F Ft K F YF F bm где KF - коэффициент нагрузки при расчете на изгиб; K F K F K Fv YF - коэффициент формы зубьев; F 0,85 нагрузочной - опытный способности коэффициент, конической учитывающий передачи по понижение сравнению с цилиндрической; K F - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки; K Fv - зацеплении. коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в Размещено на http://www.allbest.ru/ Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, МПа F F limb S F 0 где F0 limb - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов нагружения; S F S F ' S F " - коэффициент безопасности; S F / - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колес; S F '' - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки. В нашем случае, в соответствии с [4, с. 43], при консольном расположении колес при установке валов на роликовых подшипниках K F 1,21; K Fv 1,15. K F 1,21×1,15=1,39 Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев: для шестерни Z v1 Z1 23 25 cos 1 cos 21,80141 для колеса Zv2 Z2 58 62 cos 2 cos 68,19859 Размещено на http://www.allbest.ru/ При этом, согласно [4, с. 42], YF1 3,9; YF 2 3,62. Допускаемое напряжение, МПа [ ]F=1,8HB/[n]F [n]F=1,75 – коэффициент запаса прочности [4,с.36]. Допускаемые напряжения, МПа Для шестерни [ ]F1=1,8×320/1,75=329 Для колеса [ ]F2=1,8×280/1,75=288 Находим отношения [ ]F /YF Для шестерни 329/3,9=84,4 для колеса 288/3,6=80 Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Напряжение изгиба, МПа F 1115,6 1,39 3,6 133,8 < F 2 0,85 22 2,25 Условие прочности выполнено. 3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным Размещено на http://www.allbest.ru/ допускаемым напряжениям. Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ ]K=20 Н/мм: d в1 3 16 T к1 16 28660 3 19,4 3,14 [ к] 3,14 20 Так как вал редуктора соединён муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dДВ и вала dв1; воспользуемся соотношением dв1/dдв>0,75; принимаем dв1=28 мм. (dдв=32 мм.) Под подшипниками принимаем dп1=30 мм. Под шестерней принимаем dк1=25 мм. Ведомый вал: диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [ ]K=20 Н/мм. d в 2 3 16 T к 2 16 68790 3 25,98 3,14 [ к] 3,14 20 Принимаем dв2=28 мм. Под подшипниками принимаем dп2=30 мм, под зубчатым колесом dк2=35 мм. Диаметры остальных участков валов назначают исходя конструктивных соображений при компоновке редуктора. 4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА Шестерня, размеры в мм d1=51,83 dе1=59,48 dae1=65,95 из Размещено на http://www.allbest.ru/ b1=22 Колесо, размеры в мм de2=149,98 daе2=151,235 b2=22 Диаметр ступицы, мм dст=1,6×dk2=1,6×35=56 Длина ступицы, мм lст=(1,2÷1,5) dk2=42÷52,5 принимаем lст=45мм. толщина обода, мм o=(3÷4)×m=(3÷4)×2,25=6,75÷9 Принимаем 0 =8 мм. Толщина диска, мм С=(0,1÷0,17)Re=(0,1÷0,17)80,78=8,08÷13,7 Принимаем С=10 мм. 5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА Толщина стенок корпуса и крышки, мм =0,05×Re+1=0,05×80,78+1=5,04 Принимаем =8 мм. 1 = =8 мм. Толщина фланцев поясов корпуса и крышки, мм Верхний пояс корпуса и крышки b=b1=1,5 =1,5×8=12 Принимаем b=b1=12 мм. Нижний пояс корпуса, мм p=2,35× =2,35×8=18,8 Принимаем p=20 мм. Размещено на http://www.allbest.ru/ Диаметры болтов, мм фундаментных d1=0,055Re+12=0,055×80,78+12=16,44 Принимаем d1=16 мм. Крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,7÷0,75)×d1=(0,7÷0,75)×16=11,2÷12 Принимаем d2=12 мм. Соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5÷0,6)d1=(0,5÷0,6)×16=8÷9,6 Принимаем d3=10 мм. 6. ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ Предварительно выбираем конические роликоподшипники лёгкой серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. Ведущий вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22 Кн); здесь С и Со- динамическая и статическая грузоподъёмность соответственно. Ведомый вал: 7206 ( d=30 мм, D=62 мм, Т=17,25 мм, С=31,5 кН, СО=22 Кн. 7. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ Выбираем приводную роликовую цепь. Вращающий момент на валу ведущей звездочки T2 68760 Н·мм. Коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации k э k д k a k H k P k см k п Размещено на http://www.allbest.ru/ где kд - динамический коэффициент; kа - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния; kН - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи; kР - коэффициент способа регулировки цепи; kсм - коэффициент, зависящий от способа смазки; kП - коэффициент периодичности работы. В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 86], принимаем При спокойной нагрузке kд = 1; При a ц 30 60 t , kа=0,8; При наклоне до 60 градусов kН=1,15; При периодическом регулировании натяжения цепи kР=1,25; При непрерывной капельной смазке kсм=1,0; При односменной работе kП=1. Таким образом KЭ=0,92 Число зубьев ведомой звездочки Z 4 Z 3 u 2 где U - передаточное число. принимаем Z 3 22. Z 4 22×4,79=105,4 принимаем Z 4 105. Уточненное передаточное число u2 Z4 105/22=4,77 Z3 Погрешность Размещено на http://www.allbest.ru/ U=[(4,79-4,77)/4,77]×100%=0,4< [U]=3% Принимаем по табл.5.15 [4, c.191] значение допускаемого среднего давления [p]=18 МПа Определяем шаг однорядной цепи, мм t 2,83 Т 2k э 68760 0,92 2,8 3 15,2 z 3 p 22 17 Принимаем из стандартного ряда [4, с. 147] t=15,875 мм. по табл.7.15 [4, c.147]: Q=2270 Н – разрушающая нагрузка, q=0,8 кг/м – масса 1м цепи, Аоп=54,8 мм - проекция опорной поверхности шарнира; 2 Скорость цепи, м/с v z 3 t n 2 22 31,75 381,2 2,22 60000 60 10 3 Окружное усилие, Н F tц T 2w2 68790 39,9 1237 v 2,22 Давление в шарнирах цепи, МПа p Ftц K Э Aоп 1237 0,92 20,77 54.8 где Ftц - окружное усилие, Н; Aоп - проекция опорной поверхности шарнира, мм Размещено на http://www.allbest.ru/ Уточняем по табл. 5.15 [4, c.85] допускаемое давление, МПа [p]=17×(1+0,01×(z3-17)= 17×(1+0,01×(29-17)= 18,9 Условие p p выполнено. Силы, действующие на цепь, Н центробежная Fv qV 2 =0,8×2,22 2 3,94 где q - удельная масса цепи, кг/м, здесь, согласно [4, с. 82], q =0,8 кг/м; от провисания цепи, Н F f 9,81k f qAц = 9,81 ×6×0,8×0,794=37,4 где k f - коэффициент, учитывающий расположение цепи, здесь, согласно [4, с. 86] , k f =6. межосевое расстояние в диапазоне, мм А = 30 50t В этом случае А 476 794 мм, принимаем А =794 мм. Расчетная нагрузка на валы, Н Fв Ptц 2 F f 1237 2 37.4 = 1311,8 Коэффициент запаса прочности s Q 2270 17,4 Ftц k д Fv F f 1237 1 38 268.4 Размещено на http://www.allbest.ru/ Допускаемый коэффициент запаса прочности, согласно [4, с. 87], s =8,1. Условие s s выполнено. Диаметры делительных окружностей звездочек: Ведущей, мм d д3 t 15,875 111,55 180 180 sin sin 22 Z3 Ведомой, мм d д4 t 15,875 530,66 180 180 sin sin 105 Z4 Диаметры наружных окружностей звездочек Ведущей, мм 180 180 0.70 0.31 10,16 =118,38 De3 t ctg 0.70 0.31d1 15,875 ctg 22 Z3 Ведомой, мм 180 180 0.70 0.31 10,16 =538,39 De 4 t ctg 0.70 0.31d1 15,875 ctg Z4 105 здесь d1 - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 82] d1 =10,16мм. Размеры ведущей звёздочки, мм Диаметр ступицы d ст 1,6 d в 2 1,6 28 44.8 Принимаем d ст 50 мм. Длина ступицы Размещено на http://www.allbest.ru/ l ст 1,2 1,6 28 33.6 44.8 Принимаем l ст 42 мм. Толщина диска звёздочки, мм 0,93 В вн 0,93 6,48 6,03 Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена. Принимаем С=7 мм. 8. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ Ведущий вал. Из предыдущих расчётов имеем: Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н Из 1-го этапа компоновки с1=53 мм; f1=39 мм; l0=61 мм. Усилие на муфте, Н Fм 50 T1 50 28,66 267,7 Реакции опор в плоскости XZ, Н R x 1 F t (f 1c1 ) F м l 0 1115,6 (39 53) 267,7 61 2244,5 53 c1 R x 2 F t f 1 F м (l 0 c1 ) 1115,6 39 267,7 (61 53) 1396,6 c1 53 Проверка Fм R x 2 R x1F t 267,7 1396,6 2244,5 115,6 0 Реакции опор в плоскости YZ, Н Размещено на http://www.allbest.ru/ R y1 R y2 F r 1 c1 f 1 Fa 1 c1 F r 1 f 1Fa 1 c1 d1 2 149,7 53 39 377,4 51,37 / 2 76,9 53 d1 2 149,7 39 377,4 51,37 / 2 72,8 53 Проверка -Ry1+Fr1+Ry2=-76,9+149,7+(-72,8)=0 Суммарные реакции, Н Fr1=R1= R x21R y21 = 2244,5 2 76,9 2 =2245,9 Fr2=R2= R x 22 R y 22 = 1396,6 2 72,8 2 =1398,5 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, Н s1 0,83 eFr1 0,83 0,36 2245,9 671,1 s 2 0,83 eFr 2 0,83 0,36 1398,5 417,9 где e- коэффициент осевого нагружения; Fri - радиальная нагрузка на подшипник. В нашем случае, для подшипника 7206 согласно[4, с. 342], e=0,36. В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н Fa1 S1 671,1 Fa 2 S1 Fос 671,1+377,4=847,5 1048,5 где F ос - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник. Размещено на http://www.allbest.ru/ Вспомогательное отношение Fa 2 1048,5 0,75 VF r 2 1398,5 где Fr 2 - радиальная нагрузка левого подшипника; V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо); тогда, согласно [4, с.119; с.342], коэффициенты для расчета эквивалентной динамической нагрузки X=0,4; Y=1,65. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб=1. Температурный коэффициент Kт=1 Эквивалентная динамическая нагрузка, Н P э 2 XVF r 2 YF a 2 K Б K Т P э 2 0,4 1398,5 1,65 1048,5 2289,4 Соответствующие параметры для правого подшипника Fa1 671,1 0,299 <e VF r 1 2245,9 поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают. P э1 VF r1 K Б K Т =2245,9 Долговечность подшипников, ч Размещено на http://www.allbest.ru/ Lh 106 C p 60 n P где C - динамическая грузоподъемность, Н; n - частота вращения кольца подшипника p - степенной показатель, для роликовых подшипников p=10/3. Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является левый, ч 10 10 6 29,8 3 Lh 90721 60 953 1,28 Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч. Изгибающие моменты, Н·мм M y1 F м(l 0 c1 ) R x 2 c1 267,7 (61 53) 1396,6 53 43507,9 M y 2 F м l 0 267,7 61 16326,9 M x 1 R y 2 c1 72,8 53 3857,9 M x1 R y 2 (c1 f 1) R y1f 1 72,8 (53 39) 76,9 39 9695,3 ' Размещено на http://www.allbest.ru/ А RX2 RY1 Fr FA Fм Ft RY2 RX1 А Y l0 C1 f1 Z X 43,51 MY, Нм 16,33 3,85 Mx, Нм 9,69 28,66 Mz, Нм Расчётная схема ведущего вала Ведомый вал: из предыдущих расчётов имеем Ft=1115,6 Н; Fr1= Fa2=149,7 Н; Fr2= Fa1=377,4 Н Средний делительный диаметр колеса, мм d2=m×z2=2,23×58=129,55 Нагрузка на вал от цепной передачи Fb=1311,8 Н Из первого этапа компоновки: c2=47 мм, f2=71 мм, l3=83 мм. Размещено на http://www.allbest.ru/ Реакции опор в плоскости XZ, Н R x 3 F t f 2Fb l 3 1115,6 71 1311,8 83 251,4 c 2 f 2 47 71 R x 4 Fb c 2 f 2l 3 F t c 2 1311,8 (47 71 83) 1115,6 47 2678,8 c 2 f 2 47 71 Проверка -Rx3+Ft-Rx4+Fb=251,4+1115,6-2678,8+1311,8=0 Реакции опор в плоскости YZ, Н R y 3 R y4 d2 129,56 377,4 71 149,7 2 2 309,3 c 2 f 2 47 71 F r f 2 Fa d2 129,56 377,4 47 149,7 2 2 68,2 c 2 f 2 47 71 F r с 2 Fa Проверка Ry3-Fr+Ry4=309,3-377,4+68,2=0 Суммарные реакции, Н Fr3=R3= R x 23 R y 23 = 251,4 2 309,32 =398,6 Fr4=R4= R x 24 R y 24 = 2678,8 2 68,2 2 =2679,7 Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников, Н s 3 0,83 eFr 3 0,83 0,36 398,6 119,1 s 4 0,83 eFr 4 0,83 0,36 2679,7 800,7 Размещено на http://www.allbest.ru/ где e- коэффициент осевого нагружения; Fr - радиальная нагрузка на подшипник. В нашем случае, для подшипника 7206 согласно [4, с. 342], e=0,36; В соответствии с [4,с. 224], осевые нагрузки подшипников, Н Fa 3 S3 119,1 Fa 4 S3 Fос 119,1+149,7=268,8 где F ос - осевая нагрузка на валу. Рассмотрим левый подшипник. Вспомогательное отношение Fa 3 119,1 0,3 <e VF r 3 398,6 поэтому осевые силы не учитываем. где Fr3- радиальная нагрузка левого подшипника; V- коэффициент, зависящий от того, какое из колец подшипника вращается, в нашем случае V=1, (вращается внутреннее кольцо); Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1. Температурный коэффициент Kт=1. Эквивалентная динамическая нагрузка, Н P Э 3 Fr 3 V K Б K Т =398,6 Соответствующие параметры для правого подшипника Fa 4 268,8 0,1 <e VF r 4 2679,7 поэтому при подсчёте эквивалентной нагрузки осевые силы не Размещено на http://www.allbest.ru/ учитываем. Коэффициент безопасности в соответствии с предназначением подшипников и рекомендациями в [4, 118], Kб= 1. Температурный коэффициент Kт=1 Эквивалентная динамическая нагрузка, Н P Э 4 Fr 4 V K Б K Т =2679,7 Долговечность подшипников, ч Lh 10 6 C 60 n P p где C - динамическая грузоподъемность; n - частота вращения кольца подшипника; p - степенной показатель, для роликовых подшипников p 10 3 . Расчет долговечности проведем для более нагруженного подшипника, каковым является правый (4), Н 10 10 6 29,8 3 Lh 134216 60 381,2 2,68 Полученное значение больше срока службы привода Т=14000 ч. Изгибающие моменты, Н·мм M y 3 R x 3 c 2 251,4 47 11818,1 M y 4 Fb L 3 1311,8 83 108877,6 M x 3 R y 3 c 2 309,3 47 14535,7 M x 4 R y 4 f 2 68,2 71 4840,5 Размещено на http://www.allbest.ru/ FR Rx3 RY3 3 А FA Ft RX4 В 4 RY4 В А f2 C2 Fb l3 108,88 11,82 MY, Нм 14,54 4,84 MX, Нм 68,79 MZ, Нм Расчётная схема ведомого вала 9. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Размещено на http://www.allbest.ru/ Материал шпонок – Сталь45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности, МПа σСМ σmax см =2T/ d(h-t1)(l-b) Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице σСМ =100÷120 МПа. Ведущий вал: Проверяем шпонку на выходном конце вала: d=28 мм, b×h×l=8×7×36 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм σ см =2×28660/28×(7-4)(36-8)=24,4 < σ СМ Проверяем шпонку под шестерней: d=25 мм, b×h×l=8×7×25 мм; t1=4 мм; Т1=28,66 Нм σ см =2×28660/25×(7-4)(25-8)=44,9< σ СМ Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом d=35 мм, b×h×l=10×8×36 мм, t1=5 мм; Т2=68,79 Нм σ см =2×68790/35×(8-5)(36-10)=50,4< σ СМ Проверяем шпонку на выходном конце вала d=28 мм, b×h×l=8×7×36; t1=4 мм; σ см =2×68790/28×(7-4)(36-8)=58,5< σ СМ 10. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ Ведущий вал. Материал вала: сталь40ХН, термообработка-улучшение. По табл.3.3[4,с.28] предел прочности b =930 МПа. Пределы выносливости, МПа Размещено на http://www.allbest.ru/ σ1 =0,43 b =0,43×930=400 τ 1 =0,58 1 =0,58×400=232 Сечение А-А. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. Изгибающие моменты в 2-х взаимно перпендикулярных плоскостях, Н·мм M y1 F м(l 0 c1 ) R x 2 c1 267,7 (61 53) 1396,6 53 43507,9 M x 1 R y 2 c1 72,8 53 3857,9 Суммарный изгибающий момент, Н·мм МА-А= М х2 М у2 =43678,6 Момент сопротивления сечения, мм3 W=πd n31 /32=3,14×303/32=2649,4 (10.6) Амплитуда нормальных напряжений, МПа σ σ M/W 43678,6/2649,4=16,49 v max Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям n σ σ1 =400/2,7×16,49=8,98 Kσ σv εσ Размещено на http://www.allbest.ru/ в соответствии с [4,с.99] Кσ =2,7. εσ Полярный момент сопротивления, мм3 Wρ=π×d n31 /16=2W=2×2649,4=5298,8 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа τ v T 1 / 2 W ρ=28660/2×5298,8=2,7 Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям n τ τ 1 Kτ τ v ψ ττ m ετ по табл. 6.8 =232/(2,7×2,28+0,1×2,7)=36 Кτ =2,28 [4,с.99] ετ Результирующий коэффициент запаса прочности n n τn σ 2 nσ n 2τ 36 8,98 8,98 2 36 2 8,72 Полученное значение больше допустимого [n]=2,5. Ведомый вал. Материал вала: Сталь40ХН, термообработка-улучшение. По табл.3.3[4,с.28] предел прочности σb=930 МПа. Пределы выносливости, МПа σ-1=0,43σb=0,43×930=400 τ-1=0,58 σ-1=0,58×400=232 Размещено на http://www.allbest.ru/ Сечение В-В. Концентрация напряжений вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал. Суммарный изгибающий момент, Н·мм M y 4 Fb L 3 1311,8 83 108877,6 Момент сопротивления сечения, мм3 W=πd n31 /32=3,14×303/32=2649,4 Амплитуда нормальных напряжений, МПа σv σmax M/W 108877,6/2649,4=41,1 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям n σ σ1 =400/2,6×41,1=3,14 Kσ σv εσ в соответствии с [4,с.99] Кσ =2,6; εσ Полярный момент сопротивления, мм3 Wρ=π×d n31 /16=2W=2×2649,4=5298,8 Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений, МПа τ v T 2 / 2 W ρ=68790/2×5298,8=6,49 Размещено на http://www.allbest.ru/ Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям n τ τ 1 =232/(6,49×2,28+0,1×6,49)=15 Kτ τ v ψ ττ m ετ по табл. 6.8 Кτ =2,28 [4,с.99] ετ Результирующий коэффициент запаса прочности n n τn σ 2 nσ n 2τ 15 3,14 3,14 2 15 2 3,07 Полученное значение больше допустимого [n]=2,5. 11. ПОСАДКИ ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА Посадки назначаем в соответствии с указаниями, данными в табл.8.11[4,с.169]. Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6. Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6, отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по H7. Остальные посадки назначаем, пользуясь данными табл.8.11[4,с.169]. 12. ВЫБОР СОРТА МАСЛА Смазка зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обозначенного на сборочном чертеже. Объём масляной ванны, л Размещено на http://www.allbest.ru/ Vм=0,25×Ртр=0,25×2,95=0,74 По табл.8.8[4,с.253] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях [ H]=552,09 МПа, скорости v=2,56 м/с рекомендуемая вязкость должна быть υ50 = 2810 6 м 2 /с . По табл.10.10[4,с.253] принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75. Подшипники смазываются пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке. Сорт смазки Литол 24 ГОСТ 21150-87. 13. СБОРКА РЕДУКТОРА Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал вместе с дистанционной втулкой насаживают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80÷100 °, далее собранный вал помещается в стакан, после чего на вложенную шпонку напрессовывают шестерню и фиксируют последнюю торцевым креплением; затем собранный вал с комплектом регулировочных прокладок укладывают в основание корпуса редуктора. На ведомом валу закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, и устанавливают роликокоподшипники, предварительно нагретые в масле. Далее собранный вал также устанавливается в основание корпуса редуктора. Устанавливают крышку редуктора, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком, затягивают гайки, крепящие крышку к Размещено на http://www.allbest.ru/ корпусу. После этого, в гнезда подшипников устанавливаются крышки с комплектами металлических прокладок; в проходные крышки подшипников устанавливаются резиновые армированные манжеты. При затяжке болтов крышек подшипников, в целях недопущения перекоса подшипников, постоянно проверяется свободное вращение валов (от руки). Ввертывается пробка маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель, после чего в редуктор заливается масло. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию техническими условиями. на стенде по программе, устанавливаемой Размещено на http://www.allbest.ru/ ЗАКЛЮЧЕНИЕ В процессе работы был спроектирован одноступенчатый конический редуктор, входящий в состав электромеханического привода. Также был произведен полный расчет привода, состоящий из кинематического расчета, расчета геометрических параметров, силового и проверочного расчета. Редуктор выполнен в закрытом чугунном корпусе. Детали редуктора выполнены из качественной конструкционной стали. Основные достоинства редуктора: 1. Высокая надежность, долговечность; 2. Относительно небольшие габариты редуктора; 3. Простота и удобство для проведения регламентных и ремонтных работ; 4. Технологичность и невысокая стоимость используемых материалов. Основные недостатки редуктора: 1. Большой вес редуктора; 2. Повышенная хрупкость чугунного корпуса; В целом редуктор отвечает требованиям технического задания и пригоден к эксплуатации. Размещено на http://www.allbest.ru/ ЛИТЕРАТУРА 1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В3-х т.6-е изд., перераб. и доп.-М.:Машиностроение,1982 2. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. 3-е изд. доп. и перераб., - М.: Машиностроение, 1979. 3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. –4-е изд., перераб. и доп., - М.: Высш. шк., 1985. 4. Курсовое проектирование деталей машин: С.А. Чернавский, Г.М.Ицкович, К.Н.Боков и др.-2-е изд.-М.: Машиностроение, 1979. 5. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин : -М.: Высш. шк., 1991. Размещено на Allbest.ur