Элемент передачи
|
Марка стали
|
ув,МПА
|
ут,МПА
|
Твёрдость поверхности не менее
|
Базовые числа циклов
|
Шестерня
|
45
|
900-1000
|
750
|
(45-50) HRC
|
NHO1=6∙107
NFO1=4∙106
|
Колесо
|
45
|
900-1000
|
750
|
(40-45) HRC
|
NHO1=4∙107
NFO1=4∙106
|
4.1 Проектировочный расчёт
. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
U34=4,5
Принимаем z1 =20; z2 =z1∙U34=20∙4.5=90.
. Определение числа циклов перемены напряжений
шестерни и колёс:
;
;
;
;
.
.
Определение допускаемых напряжений:
а)
контактные:
, так как
;
;
;
б)
изгибные:
так как
;
в)
предельные:
;
.
Определение коэффициента расчётной нагрузка:
−
для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что Vокр.=3-8 м/с.
.
Начальный (делительный) диаметр шестерни:
;
.
Модуль зацепления:
;
Принимаем
= 4 мм., тогда
8.
Межосевое расстояние:
.
4.2
Проверочный расчёт
.
Проверка передачи на контактную выносливость.
;
Определение
коэффициентов ZH, ZM, ZE:
.
Так
как в=0˚ и бtw=20˚, то
;
Епр=2,15∙105
МПа, нtw=0,3;
;
Уточнение
окружной скорости:
;
Уточнение
коэффициента расчётной нагрузки:
;
, где д =
0,004; q0 = 56;
;
;
;
;
Определяем
удельную расчётную окружную силу:
;
Недогрузка
составляет 2,8%, что допустимо.
Недогрузка
составляет 2.8%, что допустимо.
.
Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость:
для
для ;
;
Так
как 80,15<87,5, проверяем на прочность зуб шестерни
где
;;
.
Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
;
.
.
Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
;
;
;
;
;
;
;
.
5. Расчет валов
5.1 Проектировочный расчёт
Основными условиями, которым должна отвечать
конструкция вала, являются достаточная прочность, жесткость, обеспечивающая
нормальную работу зацеплений и подшипников, а также технологичность конструкции
и экономия материала.
. Быстроходный вал:
где
физ=35 Мпа;
;
Принимаем
значение d1=25 мм.
.
Промежуточный вал:
;
Принимаем
значение d2=34 мм.
.
Тихоходный вал:
;
Принимаем
значение d3=55 мм.
5.2
Проверочный расчёт валов
Быстроходный
вал.
Рис.
5.1. Схема нагружения быстроходного вала
Окружная сила, действующая в зацеплении:
Радиальная сила, действующая в зацеплении:
Эквивалентная
нагрузка:
,
где
Dm - диаметр муфты.
Найдём
реакции связей.
;
.
.
Найдём
моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
;
;
;
.
Эпюры моментов изображены на рис. 5.2.
Рис.
5.2. Эпюры моментов
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
,
где
- коэффициент запаса для нормальных напряжений;
-
коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений изгиба;
, - для изменения напряжений изгиба по симметричному
знакопеременному циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
= 53 МПа.
,
где
= 2,5 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
=
3,78.
Коэффициент запаса
=
1,24.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений кручения;
- для
нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему
отнулевому циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при
кручении.
= 6,9 МПа.
,
где
= 2,4 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,8.
Коэффициент запаса
= 9,55
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт
на статическую прочность
,
где
б0=0
Промежуточный вал
Рис.
5.3. Схема нагружения промежуточного вала
Окружная сила, действующая в зацеплении:
Радиальная сила, действующая в зацеплении:
Найдём
реакции опор.
.
Найдём
моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
;
;
;
.
Рис.
5.4. Эпюры моментов
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
,
где
- коэффициент запаса для нормальных напряжений;
-
коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений изгиба;
, - для изменения напряжений изгиба по симметричному
знакопеременному циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
= 42,4 МПа.
,
где
= 2,5 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,45.
Коэффициент запаса
= 1,7.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений кручения;
- для
нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему
отнулевому циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при
кручении.
= 4,34 МПа.
,
где
= 2,4 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,8.
Коэффициент запаса
= 9,09.
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт
на статическую прочность.
,
где
б0=0
Ведомый
вал.
Схема нагружения ведомого вала представлена на рис.
5.5.
Рис.
5.5. Схема нагружения промежуточного вала
Произведём
расчёт сил действующих на вал:
Найдём
реакции опор действующие на рассматриваемый вал.
Найдём
моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
Рис.
5.6 Эпюры моментов.
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
,
где
- коэффициент запаса для нормальных напряжений;
-
коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений изгиба;
, - для изменения напряжений изгиба по симметричному
знакопеременному циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
= 9,65 МПа.
,
где
= 2,5 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,45.
Коэффициент запаса
= 7,57.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа - предел выносливости гладкого образца при
симметричном цикле напряжений кручения;
- для
нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему
отнулевому циклу;
-
эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 -
коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при
кручении.
= 24,8 МПа.
,
где
= 2,4 - эффективный коэффициент концентрации
напряжений для полированного образца;
= 1,25 -
коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 -
коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,8.
Коэффициент запаса
= 1,59.
Коэффициент запаса при одновременном действии
нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт
на статическую прочность.
,
где
б0=0
.
6. Подбор и расчет шпоночного соединения
Для крепления колеса первой ступени и гибкого вала
применена призматическая шпонка 20х12х20 ГОСТ 8789-68. Материал шпонки - сталь
45 ГОСТ 1050-88.
Наиболее
опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента :
,
где
- рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей
части боковой грани;
= 34 мм -
диаметр вала.
У
шпонок исполнения А (со скругленными концами) .
В
редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают
равными МПа.
Действующее
напряжение смятия:
= 0,06 МПа. .
Для
крепления колеса второй ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка
16х10х45 ГОСТ 8789-68. Материал шпонки - сталь 45 ГОСТ 1050-88. Наиболее
опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента :
,
где
- рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей
части боковой грани;
= 65 мм -
диаметр вала.
У
шпонок исполнения А (со скругленными концами) .
В
редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают
равными МПа.
Действующее
напряжение смятия:
= 0,13 МПа. .
7. Выбор и проверочный расчёт подшипников
При
частоте вращения об/мин подшипники выбирают по динамической
грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в
проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.
Номинальная
долговечность подшипника в миллионах оборотов
,
где С - каталожная динамическая грузоподъемность
данного типоразмера подшипника, Н;
Р - эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике, Н;
р = 3 - степенной показатель (для шарикоподшипников).
В
качестве радиальной нагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в
опорах вала: .
На
ведущем валу принят подшипник 305 ГОСТ 8338-75. Каталожная динамическая
грузоподъемность = 17,6 кН.
Радиальная
нагрузка
Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln - расчётный ресурс, ч; n - частота
вращения, мин -1; а1 - коэффициент, вводимый при
необходимости повышения надёжности; а23 - коэффициент, учитывающий
качество материала подшипников.
Принятый
подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
Подшипники промежуточного вала.
На
промежуточном валу принят подшипник 307 ГОСТ 8338-75. Каталожная динамическая
грузоподъемность = 26,2 кН.
Радиальная
нагрузка
Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln - расчётный ресурс, ч; n - частота
вращения, мин -1; а1 - коэффициент, вводимый при
необходимости повышения надёжности; а23 - коэффициент, учитывающий
качество материала подшипников.
Принятый
подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
Подшипник
ведомого вала.
На
ведомом валу принят подшипник 311 ГОСТ 8338-75. Каталожная динамическая
грузоподъемность = 56 кН.
Радиальная
нагрузка .
Динамическую
грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln - расчётный ресурс, ч; n - частота
вращения, мин -1; а1 - коэффициент, вводимый при
необходимости повышения надёжности; а23 - коэффициент, учитывающий
качество материала подшипников.
Принятый
подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
8. Расчёт болтового соединения с учётом не раскрытия стыка
Рис.
8.1
;
;
;
;
L и B -
длина и ширина основания.
,,
отсюда
, ;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
.
Условие
выполняется.
9. Подборка смазки
Смазочные материалы в машинах и механизмах применяют с
целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от
трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для
предохранения деталей от коррозии.
Наиболее широкое распространение получили нефтяные
жидкие масла.
Для смазывания зубчатых передач со стальными колёсами
значение вязкости определяется по формуле:
;
;
.
Выбираем
масло И-100А по ГОСТ 20799-75.
10. Компановка
Крутящий момент Т1 через муфту (13)
передаётся на входной вал редуктора (1). С выходного вала момент передаётся на
барабан ленточного конвейера (2) через зубчатую муфту (14). Двигатель крепиться
к плите (3) болтом М12х2.58ГОСТ 7808-70 (4). Редуктор крепиться к плите 4-мя
болтами М16х2.58ГОСТ 7808-70 (6).
Заключение
В процессе выполнения курсового проекта был
спроектирован привод конвейера для перемещения грузов. Были выбраны материалы
колеса и шестерни, произведены расчеты цилиндрической и планетарной передач на
контактную выносливость, контактную прочность, выносливость при изгибе;
выполнена проверка планетарной передачи на условия соседства, сборки и
уравнение соосности. Вал первой ступени рассчитан на сложное сопротивление и
выносливость, вал второй ступени - на кручение и выносливость. Выполнена
проверка подшипников двух валов и барабана (водила) по динамической
грузоподъемности, тепловой расчет передачи, подобраны фундаментные болты
редуктора и проверены болты крепления двигателя к раме.
Список литературы
1. Киркач
Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» - Харьков: Основа,
1991 г.
2. Васильев
В.З., Кохтев А.А., Цацкин В.С., Шапошников К.А. «Справочные таблицы по деталям
машин» - М.: Машиностроение, 1966 г.
. «Расчет
и проектирование зубчатых передач» - Харьков: ХАИ 1978 г.
. Анурьев
В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя»: в 3-х томах - М.:
Машиностроение, 1980 г.
. «Курсовое
проектирование деталей машин» под ред. Кудрявцева В.Н. - Ленинград:
«Машиностроение», 1984.