Назначение и краткое описание привода

Вариант 6 – а

Рис. 1. Кинематическая схема привода

 

1. Тяговое усилие цепи F_t, кH 13

2. Скорость цепи V, м/c 0,5

3. Число зубьев звёздочки z 7

4. Шаг тяговой цепи р, мм 125

3. Срок службы, L_г, лет 5

4. К_год 0,8

6. К_сут 0,9

7. Параметры режима нагружения:

α₁ = 0,4

α₂ = 0,3

β₂ = 0,8

β₃ = 0,6

β^* = 1,5

Аннотация

 

С. 56, ил. 13, табл. 5, библиограф. 5 назв., прил. 1.

 

В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого двухступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно-пояснительной записке приведены основные расчётные параметры: зубчатой передачи, валов и т.д.

 

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

 

Общий вид редуктора……………………………………..………А1

Всего листов формата А1…………………………………………...4

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

Аннотация 3

Графическая часть 3

1. Назначение и краткое описание привода 6

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1. Выбор двигателя 7

2.2. Кинематический расчет привода 8

2.3. Силовой расчет привода 8

3. Проектирование редуктора

3.1. Расчет зубчатой передачи редуктора

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес 9

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба для шестерни и колеса

3.1.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

и колеса быстроходной ступени 10

3.1.2.2. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

и колеса тихоходной ступени 12

3.1.2.3. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

и колеса первой ступени 13

3.1.2.4. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

и колеса второй ступени 14

3.1.2.5. Предельно допускаемые контактные напряжения 15

3.1.2.6. Предельно допускаемые напряжения изгиба 15

3.1.3. Определение межосевого расстояния 15

3.1.4. Выбор модуля зацепления 16

3.1.5. Определение основных геометрических параметров зубчатых колёс

3.1.5.1. Быстроходная ступень 17

3.1.5.2. Тихоходная ступень 19

3.1.6. Уточнение коэффициента нагрузки 22

3.1.7. Проверка величины расчетного контактного напряжения 22

3.1.8. Проверка контактной прочности

при кратковременных перегрузках 23

3.1.9. Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость

при изгибе 23

3.1.10. Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость

при изгибе 24

3.1.11. Проверка прочности зубьев на изгиб

при кратковременных перегрузках 26

3.2. Ориентировочный расчёт валов редуктора 26

3.3. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса 29

3.4. Выбор подшипников, схемы их установки и условий смазки

3.4.1. Выбор типа и размеров подшипников качения 30

3.4.2. Выбор схемы установки подшипников качения 30

3.4.3. Выбор смазки подшипников 31

3.5. Первый этап компоновки редуктора 31

3.6. Проверка долговечности подшипников 33

3.7. Второй этап компоновки редуктора 43

3.8. Проверка прочности шпоночных соединений 44

3.9. Уточненный расчет валов

3.9.1. Ведущий вал 46

3.9.2. Промежуточный вал 48

3.9.3. Ведомый вал 50

Библиографический список 56

Приложение 57

 

Назначение и краткое описание привода

Привод включает в себя электродвигатель, муфту, соединяющую вал двигателя с быстроходным валом редуктора и цилиндрический косозубый двухступенчатый редуктор. Данный привод может использоваться в качестве привода к конвейеру, смесителю, кормораздатчику и другим устройствам, эксплуатируемым в режиме, близком к постоянному.

Главной частью данного привода является редуктор. Редуктор – механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. [1].

 

Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

Выбор двигателя

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

[3]

где Р_вых – мощность на выходном валу привода, кВт;

η_общ – общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач) по формуле:

η_общ = η²_м·η²_з.п·h_оп., [3]

где η_м – КПД соединительной муфты, η_м = 0,98 [1];

η_з.п – КПД зубчатой передачи в закрытом корпусе,η_з.п.= 0,97 [1];

h_оп. – КПД опор, h_оп..= 0,99 [1].

η_общ = 0,98²·0,97²·0,99 = 0,895.

Мощность на выходном валу привода Р_вых = 6,5 кВт, тогда

Р_тр = 6,5/0,895 = 7,27 кВт.

Требуемая частота вращения электродвигателя определяется по формуле:

n_тр = n_вых·i_общ, мин^-1, [3]

где n_вых - частота вращения выходного чала привода, мин^-1:

i_общ – общее передаточное отношение привода, которое определяется как произведение значений передаточных отношений входящих в него быстроходной и тихоходной ступеней:

i_общ = i_б· i_т,

где i_б – передаточное отношение зубчатой передачи быстроходной ступени, i_б = (2…6) [2];

i_т – передаточное отношение цепной передачи тихоходной ступени, i_т = (2…6) [2].

Принимаем i_б = 5, i _т = 4.

n_тр = 34,29·4·5 = 685,8 об/мин.

По полученным значениям Р_тр и n_тр подбираем электродвигатель закрытый обдуваемый серии 100L4А мощностью Р_дв = 7,5 кВт с частотой вращения n_с = 750 об/мин. [1]

Номинальная частота вращения вала электродвигателя составляет 730 об/мин. Определяем фактическое передаточное отношение привода по формуле:

, [3]

где n_н – номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин^-1;

n_вых – частота вращения выходного вала, мин^-1.

i_общ = 730/34,29 = 21,29 об/мин.

i_р= i_общ.= 21,29 об/мин,

i_т = 0,88 = 4,06 = 4,

i_б = i_p/i_т = 21,29/4 = 5,3 = 5.

Силовой расчет привода

Крутящий момент вала электродвигателя определяются по формуле:

, [3]

где Т₁ – крутящий момент электродвигателя, кВт;

ω₁ – угловая скорость вращения вала электродвигателя, рад/с.

Т₁ = 7,27·10³/76,4 = 95157 Н·мм.

Крутящий момент второго вала определяется по формуле:

Т₂ = Т₁·i_б·η_з.п., Н·мм,

где i_з.п. – передаточное отношение зубчатой передачи быстроходной ступени, i_б = 5;

η_з.п. – КПД зубчатой передачи, ·η_з.п.= 0,97;

Т₂ = 95157·5·0,97 = 461511 Н·мм.

Крутящий момент на цепной передаче определяется по формуле:

Т₃ = Р_вых/ω₃, Н·мм,

где Р_вых – мощность на выходном валу привода, кВт;

ω₃ – угловая скорость вращения тихоходного вала рад/с.

T₃ = 6,5·10⁶/3,82 = 1701570 Н·мм.

Проектирование редуктора

Выбор модуля зацепления

При твердости зубьев шестерни и колеса < 350НВ:

m = (0,01…0,02)a_w, [3]

где a_w – межосевое расстояние, мм, а_wб = 180 мм, а_wт = 280 мм. (см. п. 3.1.3).

m₁ = (0,01…0,02)·180 = 1,8…3,6 мм.

m₂ = (0,01…0,02)·280 = 2,8…5,6 мм.

Принимаем стандартное значение (принадлежащее указанному интервалу) модуля зацепления по ГОСТ 9563-80 m_б = 2,5 мм, m_т = 4 мм.

Для косозубых колес стандартным считается нормальный модуль зацепления m_nб = m_б = 2,5 мм, m_nт = m_т = 4 мм.

Быстроходная ступень

1. Угол наклона и суммарное число зубьев:

Для косозубых передач

z_Σ1 = z₁₁ + z₂₁ = 2a_wбсosβ/m_nб,

где β – угол наклона зубьев, град, для косозубых передач принимаем β = 15^о, m_nб – нормальный модуль, m_nб = 2,5 мм.

z_Σ1 = 2·180·cos15⁰/2,5 = 139.

2. Число зубьев шестерни и колеса:

z₁₁ = z_Σ1/(u_б + 1),

z₁₁ = 139/6 = 23.

z₂₁ = z_Σ1 – z₁₁= 139 – 23 = 116.

Передаточное число уточняется по формуле:

u_б = z₂₁/z₁₁ = 116/23 = 5,0435.

3. Проверка межосевого расстояния:

Для косозубых колес:

a_wб = 0,5(z₁₁ + z₂₁)·m_nб/сosβ = 0,5·139·2,5/0,96593 = 179,88 мм,

Так как полученное значение a_w имеет небольшое расхождение с ранее принятым стандартным, расхождение устраняем изменением угла наклона зубьев:

сosβ = 0,5(z₁₁ + z₂₁) m_nб/a_wб,

где a_wб – стандартное значение, a_wб = 180 мм.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ = 0,5·139·2,5/180 = 0,96528,

β = 15°08'34'';

Проверим расчеты, определив:

d₁₁ = z₁₁· m_nб/ сosβ = 23·2,5/0,96528 = 59,6 мм,

d₂₁ = z₂₁· m_nб/сosβ = 116·2,5/0,96528 = 300,4 мм,

a_wб = 0,5(d₁₁ + d₂₁) = 0,5(59,6 + 300,4) = 180 мм,

4. Ширина зубчатого венца:

Ширина зубчатого венца определяется по формуле:

b₂₁ = ψ_ba· a_wб, мм,

где ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, ψ_ba = 0,4;

a_wб – межосевое расстояние быстроходной ступени, мм.

b₂₁ = 0,4·180 = 72 мм,

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по формуле:

b₁₁ = b₂₁ + (5…10)мм,

b₁₁ = 80 мм.

5. Диаметры окружностей вершин зубьев:

d_а11 = d₁₁ + 2m_nб, мм,

d_а21 = d₂₁ + 2m_nб, мм,

d_а11 = 59,6 + 2·2,5 = 64,6 мм,

d_а21 = 300,4 + 2·2,5 = 305,4 мм.

6. Диаметры окружностей впадин зубьев:

d_f11 = d₁₁ – 2,5m_nб, мм,

d_f21 = d₂₁ – 2,5m_nб, мм,

d_f11 = 59,6 – 2,5·2,5 = 53,35 мм,

d_f21 = 300,4 – 2,5·2,5 = 294,15 мм.

7. Определение окружной скорости в зацеплении:

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

V = π·d₁₁·n₁/(60·1000), м/с,

где d₁ – делительный диаметр шестерни, мм; d₁ = 36 мм;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1; n₁ = 1430 мин^-1.

V = 3,14·59,6·730/60·1000 = 2,3 м/с,

8. Назначение степени точности

Назначаем 8-ую степень точности, которой для цилиндрических косозубых редукторов соответствует предельная окружная скорость 10 м/с.

Тихоходная ступень

1. Угол наклона и суммарное число зубьев:

Для косозубых передач

z_Σ2 = z₁₂ + z₂₂ = 2a_wтсosβ/m_nт,

где β – угол наклона зубьев, град, для косозубых передач принимаем β = 15^о, m_n – нормальный модуль, m_n = 4 мм.

z_Σ2 = 2·280·cos15⁰/4 = 135.

2. Число зубьев шестерни и колеса:

z₁₂ = z_Σ/(u_т +1),

z₁₂ = 135/5 = 27.

z₂₂ = z_Σ2 – z₁₂= 135 – 27 = 108.

Передаточное число уточняется по формуле:

u_т = z₂₂/z₁₂ = 108/27 = 4.

3. Проверка межосевого расстояния:

Для косозубых колес:

a_wт = 0,5(z₁₂ + z₂₂)·m_nт/сosβ = 0,5·135·4/0,96593 = 279,525 мм,

Так как полученное значение a_w имеет небольшое расхождение с ранее принятым стандартным, расхождение устраняем изменением угла наклона зубьев:

сosβ = 0,5(z₁₂+ z₂₂) m_nт/a_wт,

где a_wт – стандартное значение, a_wт = 280 мм.

Уточняем угол наклона зубьев:

сosβ = 0,5·135·4/280 = 0,96429,

β = 15°21'32'';

Проверим расчеты, определив:

d₁₂ = z₁₂· m_nт/сosβ = 27·4/0,96429 = 112 мм,

d₂₂ = z₂₂· m_nт/сosβ = 108·4/0,96429 = 448 мм,

a_wт = 0,5(d₁₂ + d₂₂) = 0,5(112 + 448) = 280 мм,

4. Ширина зубчатого венца:

Ширина зубчатого венца определяется по формуле:

b₂₂ = ψ_ba· a_wт, мм,

где ψ_ba – коэффициент ширины зубчатого венца, ψ_ba = 0,4;

a_wт – межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.

b₂₂ = 0,4·280 = 112 мм,

Ширина зубчатого венца шестерни определяется по формуле:

b₁₂ = b₂₂ + (5…10)мм,

b₁₂ = 120 мм.

5. Диаметры окружностей вершин зубьев:

d_а12 = d₁₂ + 2m_nт, мм,

d_а22 = d₂₂ + 2m_nт, мм,

d_а12 = 112 + 2·4 = 120 мм,

d_а22 = 448 + 2·4 = 456 мм.

6. Диаметры окружностей впадин зубьев:

d_f12 = d₁₂ – 2,5m_nт, мм,

d_f22 = d₂₂ – 2,5m_nт, мм,

d_f12 = 112 – 2,5·4 = 102 мм,

d_f22 = 448 – 2,5·4 = 438 мм.

7. Определение окружной скорости в зацеплении:

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

V = π·d₁₂·n₂/(60·1000), м/с,

где d₁ – делительный диаметр шестерни, мм; d₁ = 36 мм;

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1; n₁ = 1430 мин^-1.

V = 3,14·112·146/60·1000 = 0,86 м/с,

8. Назначение степени точности

Назначаем 8-ую степень точности, которой для цилиндрических косозубых редукторов соответствует предельная окружная скорость 10 м/с.

Сведём основные геометрические параметры зубчатых колёс в таблицу:

 

Таблица 3. Основные параметры зубчатой передачи

№	Наименование параметра	Обозначение и численное значение
	Вращающий момент, Н·мм: на ведущем валу на промежуточном на ведомом валу	Т1 = 95157 Т2 = 461511 Т3 = 1701570
	Угловые скорости валов, рад/с	ω1 = 76,4 ω2 = 15,28 ω3 = 3,82
	Межосевое расстояние, мм	аwб = 180 аwбт = 280
	Модуль, мм: нормальный торцовый	mnб = 2,5 mnт = 4 mtб = 2,59 mtт = 4,148
	Угол наклона зубьев, град	β1 = 15°08´34´´ β2 = 15°21´32´´
	Число зубьев: шестерни колеса	z11 = 23 z12 = 27 z21 = 116 z21 = 108
	Диаметр делительный, мм: шестерни колеса	d11 = 59,6 d12 = 112 d21 = 300,4 d21 = 448
	Диаметр вершин, мм: шестерни колеса	dа11 = 64,6 dа11 = 120 dа21 = 305,4 dа21 = 456
	Диаметр впадин, мм: шестерни колеса	df11 = 53,35 df12 = 102 df21 = 294,15 df22 = 458
	Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса	b11 = 80 b12 = 112 b21 = 72 b22 = 120
	Силы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая	Ft1 = 3002,66 Ft2 = 7812,5 Fr1 = 1132,2 Fr2 = 2948,82 Fa1 = 812,6 Fa2 = 2145,89

 

 

Выбор смазки подшипников

Для смазывания подшипников качения применяют жидкие и пластичные смазочные материалы.

Назначение жидкой смазки подшипников приемлемо при окружной скорости колес V > 1м/с.

Пластичные смазочные материалы применяют при V ≤ 1 м/с, а также для смазки опор валов, сравнительно далеко расположенных от масляной ванны (подшипники вала конической шестерни). В этом случае подшипниковый узел закрывают мазеудерживающим кольцом.

Для передач при окружных скоростях в зацеплении V ≤ 12 м/с применяют картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Объем масла определяют из расчета (0,4…0,8) л/кВт.

Для смазывания зубчатых передач применяют индустриальные масла, содержащие или не содержащие различные присадки. Цилиндрические передачи смазывают высоковязкими маслами без присадок или с добавлением противоизносных присадок.

Выбор сорта масла для зубчатых передач начинают с определения необходимой кинематической вязкости масла в зависимости от окружной скорости.

Окружная скорость колёс быстроходной ступени составляет V₁ = 2,3 м/с, тихоходной – V₂ = 0,86 м/с, значит, смазывание колёс в зацеплении картерное, а подшипники смазываются масляным туманом.

При окружной скорости V₁ = 2,3 м/с и контактном напряжении σ_Н=425,48 МПа вязкость равна 28 мм²/с [4]. По этой вязкости подбираем масло индустриальное (без присадок) – И-Г-А-32 [4].

Уточненный расчет валов

Ведущий вал

Материал вала – сталь 45. Предел прочности – σ_В = 780 МПа, предел выносливости – σ_-1 = 350 МПа.

Предел выносливости при цикле касательных напряжений:

τ_-1 = 0,58·σ_-1= 203 МПа.

Сечение А – А (см. рис. 7)

Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле:

, [2]

где ε_τ – масштабный фактор для касательных напряжений, ε_τ = 0,74 [2];

k_τ – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений, k_τ = 1,68 [2];

ψ_τ = 0,1 [2];

τ_υ и τ_m – амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

[2]

где W_к – момент сопротивления кручению;

Т₁ – крутящий момент, Т₁= 95157 Н·мм.

Момент сопротивления кручению определяется по формуле:

, [2]

где d = 40 мм, b = 10 мм, t₁ = 5 мм.

τ_υ = τ_m = 95157/(2·11794,375) = 4,03 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям определяется по формуле:

, [2]

где ε_σ – масштабный фактор для нормальных напряжений, ε_s = 0,86 [2];

k_σ – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений, k_s = 1,79 [2];

s_υ – амплитуда цикла нормальных напряжений:

[2]

где М – изгибающий момент в сечении от консольной нагрузки:

, [2]

где l – длина выходного конца вала, l = 36 мм

W_и – момент сопротивления изгибу, определяется по формуле:

; [2]

ψ_s = 0,22 [2];

s_m – среднее напряжение цикла нормальных напряжений.

.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Такой большой коэффициент запаса прочности свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту, оказываются прочными и учёт консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

По этой же причине нет необходимости проверять прочность в сечениях Б – Б и В – В.

Промежуточный вал

Материал вала – сталь 45. Предел прочности – 780 МПа, предел выносливости – σ_-1 = 350 МПа.

Предел выносливости при цикле касательных напряжений:

τ_-1 = 0,58·σ_-1= 203 МПа.

Сечение Г – Г (см. рис. 8)

Диаметр вала в этом сечении 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, параметры которой b = 14 мм и t₁ = 5,5 мм.

Масштабные факторы ε_s = 0,82 [2], ε_τ = 0,7 [2]; эффективные коэффициенты концентрации напряжений k_σ = 1,79 [2], k_τ = 1,68[2]; коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла ψ_s = 0,22 [2], ψ_τ = 0,1 [2].

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

М_х = 27963 Н·мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

М_у = 140089 Н·мм

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления кручению:

,

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ_υ = τ_m = 461511/(2·21481,665) = 10,74 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Ведомый вал

Материал вала – сталь 45. Предел прочности – 780 МПа, предел выносливости – σ_-1 = 350 МПа.

Предел выносливости при цикле касательных напряжений:

τ_-1 = 0,58·σ_-1= 203 МПа.

Сечение Д – Д (см. рис. 9)

Диаметр вала в этом сечении 80 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок, параметры которой b = 22 мм и t₁ = 9 мм.

Масштабные факторы ε_s = 0,74 [2], ε_τ = 0,63 [2]; эффективные коэффициенты концентрации напряжений k_σ = 1,79 [2], k_τ = 1,68 [2]; коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла ψ_s = 0,22 [2], ψ_τ = 0,1 [2].

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

М_х = 4182,53 Н·мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

М_у = 474009 Н·мм

Суммарный изгибающий момент в сечении:

Момент сопротивления кручению:

,

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ_υ = τ_m = 461511/(2·88003,525) = 9,67 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Е – Е (см. рис. 9)

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом.

Диаметр вала в этом сечении 75 мм.

Отношение коэффициентов концентрации напряжений к масштабным факторам: k_σ/ε_s = 4, k_τ/ε_τ = 2,8; коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла ψ_s = 0,22 [2], ψ_τ = 0,1 [2].

Изгибающий момент:

М_и = 0,1d³ = 0,1∙75³ = 42187,5 Н·мм

Осевой момент сопротивления:

;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ_υ = τ_m = 1701570/(2·82793) = 10,28 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение К – К (см. рис. 9)

Концентрация напряжений обусловлена переходом от D = 75 мм к d = 65 мм: при D/d = 35/30 = 1,15 и r/d = 5/65 = 0,077 масштабные факторы ε_s = 0,775 [2], ε_τ = 0,6625 [2]; эффективные коэффициенты концентрации напряжений k_σ=1,56 [2], k_τ = 1,18 [2].

Изгибающий момент:

М = 0,1D³ = 0,1·75³ = 42187,5 Н·мм

Осевой момент сопротивления:

;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Полярный момент сопротивления:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ_υ = τ_m = 1701570/(2·53895,2) = 15,8 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Сечение Л – Л (см. рис. 9)

Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, параметры которой b = 20 мм и t₁ = 7,5 мм.

Масштабные факторы ε_s = 0,86 [2], ε_τ = 0,74 [2]; эффективные коэффициенты концентрации напряжений k_σ = 1,79 [2], k_τ = 1,68 [2]; коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла ψ_s = 0,22 [2], ψ_τ = 0,1 [2].

Изгибающий момент:

М = 0,1·d³ = 0.1·65³ = 27462,5 Н·мм

Момент сопротивления кручению:

,

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

τ_υ = τ_m = 1701570/(2·53828,8) = 15,8 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение цикла нормальных напряжений:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

,

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 

Таблица 5. Результаты проверки валов

Сечение	А – А	Г – Г	Д – Д	Е – Е	К – К	Л – Л
Коэффициент запаса s	20,18	6,09		6,78	6,79	5,4

 

 

Библиографический список

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроительных спец. техникумов. – М.: Высшая школа, 1984. – 336 с., ил.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей техникумов/С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1988. – 416 с., ил.

3. Баранцов В.Я., Зайцева Т.Г. Методика расчета зубчатых и червячных редукторов в курсовом проектировании / Липецких политехн. институт. Липецк. – 1991. 32 с.

4. Зайцева Т.Г., Халеев В.И. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Прикладная механика» для студентов немеханических специальностей вечерней и дневной форм обучения. Проектирование валов, зубчатых и червячных колёс, подшипниковых узлов и конструирование редуктора / Липецкий политехн. институт. Липецк. – 1991. 27 с.

5. Баранцов В.Я., Зайцева Т.Г. Методические указания к разработке и оформлению курсовых проектов по деталям машин и ПТУ / Липецкий политехн. институт. Липецк. – 1988. 29 с.

Вариант 6 – а

Рис. 1. Кинематическая схема привода

 

1. Тяговое усилие цепи F_t, кH 13

2. Скорость цепи V, м/c 0,5

3. Число зубьев звёздочки z 7

4. Шаг тяговой цепи р, мм 125

3. Срок службы, L_г, лет 5

4. К_год 0,8

6. К_сут 0,9

7. Параметры режима нагружения:

α₁ = 0,4

α₂ = 0,3

β₂ = 0,8

β₃ = 0,6

β^* = 1,5

Аннотация

 

С. 56, ил. 13, табл. 5, библиограф. 5 назв., прил. 1.

 

В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого двухступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно-пояснительной записке приведены основные расчётные параметры: зубчатой передачи, валов и т.д.

 

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

 

Общий вид редуктора……………………………………..………А1

Всего листов формата А1…………………………………………...4

 

 

СОДЕРЖАНИЕ

Аннотация 3

Графическая часть 3

1. Назначение и краткое описание привода 6

2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1. Выбор двигателя 7

2.2. Кинематический расчет привода 8

2.3. Силовой расчет привода 8

3. Проектирование редуктора

3.1. Расчет зубчатой передачи редуктора

3.1.1. Выбор материала зубчатых колес 9

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба для шестерни и колеса

3.1.2.1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

и колеса быстроходной ступени 10

3.1.2.2. Допускаемые контактные напряжения для шестерни

и колеса тихоходной ступени 12

3.1.2.3. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

и колеса первой ступени 13

3.1.2.4. Допускаемые напряжения изгиба для шестерни

и колеса второй ступени 14

3.1.2.5. Предельно допускаемые контактные напряжения 15

3.1.2.6. Предельно допускаемые напряжения изгиба 15

3.1.3. Определение межосевого расстояния 15

3.1.4. Выбор модуля зацепления 16

3.1.5. Определение основных геометрических параметров зубчатых колёс

3.1.5.1. Быстроходная ступень 17

3.1.5.2. Тихоходная ступень 19

3.1.6. Уточнение коэффициента нагрузки 22

3.1.7. Проверка величины расчетного контактного напряжения 22

3.1.8. Проверка контактной прочности

при кратковременных перегрузках 23

3.1.9. Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость

при изгибе 23

3.1.10. Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость

при изгибе 24

3.1.11. Проверка прочности зубьев на изгиб

при кратковременных перегрузках 26

3.2. Ориентировочный расчёт валов редуктора 26

3.3. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса 29

3.4. Выбор подшипников, схемы их установки и условий смазки

3.4.1. Выбор типа и размеров подшипников качения 30

3.4.2. Выбор схемы установки подшипников качения 30

3.4.3. Выбор смазки подшипников 31

3.5. Первый этап компоновки редуктора 31

3.6. Проверка долговечности подшипников 33

3.7. Второй этап компоновки редуктора 43

3.8. Проверка прочности шпоночных соединений 44

3.9. Уточненный расчет валов

3.9.1. Ведущий вал 46

3.9.2. Промежуточный вал 48

3.9.3. Ведомый вал 50

Библиографический список 56

Приложение 57

 

Назначение и краткое описание привода

Привод включает в себя электродвигатель, муфту, соединяющую вал двигателя с быстроходным валом редуктора и цилиндрический косозубый двухступенчатый редуктор. Данный привод может использоваться в качестве привода к конвейеру, смесителю, кормораздатчику и другим устройствам, эксплуатируемым в режиме, близком к постоянному.

Главной частью данного привода является редуктор. Редуктор – механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. [1].