Расчет закрытой конической прямозубой зубчатой передачи

Энергетический и кинематический расчет привода

1. Определение мощности привода

Мощность на рабочем валу машины

.

КПД привода

.

Потребляемая мощность привода

.

Найдем мощность стандартного эл. привода

.

2. Рациональная разбивка передаточных чисел привода

Назначаем ориентировочные значения передаточных чисел привода

.

Частота вращения рабочего вала машины

.

Ориентировочная частота входного вала привода

.

Выбираем стандартную частоту вращения двигателя и его марку. Назначаем двигатель 4А132М8У3. Мощность эл. двигателя 5,5кВm, частота:

Фактическое передаточное число привода

.

Уточняем передаточное число цепной передачи

.

3. Определяем частоты вращения и угловые скорости валов привода

4. Мощность на валах привода

.

4. Вращающие моменты на валах привода.

.

	1Вал	2Вал	3Вал	Раб.вал
n,об/мин
w,c-1	75,36	75,36	18,84	7,85
P, кВт	5,5	5,336	5,071	4,775
T, Нм	72,983	70,806	269,161	608,28

Рисунок 1. Эскиз двигателя.

Расчет цепной передачи

Определяемый параметр	Размерность	Расчет	Примечание
Крутящий момент на ведущем валу Т1
Коэффициент К1, учитывающий характер нагрузки	-	При спокойной нагрузке К1=1
Коэффициент К2, учитывающий наклон передачи к горизонту	-	К2=1
Коэффициент К3, учитывающий способ смазки цепи	-	При капельной смазке К3=1
Коэффициент К4, учитывающий сменность работы	-	При односменной работе К4=1
Предварительное допускаемое давление в шарнире	МПа	[p]=28,75
Число зубьев ведущей звездочки z1	-		Округляем до z1=25
Число зубьев ведомой звездочки z2	-		Принимаем z2=60
Коэффициент m, учитывающий число рядов цепи.	-	Однорядная цепь m=1
Шаг цепи t.	Мм		Округляем до t=38,1 Берем цепь ПР-38,1-127
Параметры цепи		t=38,1мм; Bвн=25,40мм; d1=22,23мм; d0=11,13мм; h=36,2мм; B=35,46мм; Fp=127,0кН; q=53,9Н.
Скорость цепи	м/с
Окружная сила	Н
Вес 1м цепи q.	Н	q=53,9
Центробежная сила	Н
Коэффициент провисания Кf	-	При расположении передачи Kf=1,5
Межосевое расстояние а.	мм	a=(30…50)t=
Натяжение от провисания цепи Ff	Н
Натяжение ведущей ветви цепи F1.	Н
Разрушающая нагрузка цепи Fp.	Н	Fp=127000
Допускаемый коэффициент запаса прочности [n]	-	[n]=25
Фактический коэф-фициент запаса прочности n.	-	n>[n]
Диаметр оси цепи d0	мм	d0=11,13
Длинна втулки В	мм	B=35,46
Допускаемое дав-ление в шарнире [p]	МПа	[p]=28,1
Фактическое давление в шарнире, p	МПа
Коэффициент нагрузки КН	-	KH=1,05
Нагрузка на вал Fв	Н
Число звеньев в цепи zзв	-		Округляем до zзв =124
Фактическое межосевое расстояние аф.	мм
Число ударов цепи в секунду, i	c-1

Диаметр делительной окружности (с точностью до 0,01мм)

мм.

Диаметр окружности выступов (с точностью до 0,1мм)

мм

Радиус межзубовой впадины для роликовой цепи

мм

Диаметр окружности впадин

мм

Наибольший диаметр обода

мм

мм

мм

Рисунок 2. Эскиз ведущей звездочки.

Расчет закрытой конической прямозубой зубчатой передачи

1. Выбор материала шестерен

Определяем число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма

для зубьев шестерни: ,

для зубьев колеса: .

Выбираем материал: Сталь 40Х.

Свойства: D_пред=200мм; S_пред=125мм; Термообработка -У;

твердость заготовки=235…262НВ;

твердость шестерни=260НВ;

твердость колеса=240НВ;

предел прочности: ;

предел текучести: ;

предел выносливости: .

Определяем коэффициент долговечности

Для шестерни:

Для колеса:

Определяем допускаемые напряжения

Определяем напряжения при расчете зубьев на усталостную изгибную прочность:

,

Где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении

- Коэффициент безопасности

- коэффициент реверсивности

- коэффициент долговечности

Определяем допускаемые напряжения на усталостную изгибную прочность:

2. Определяем углы делительных конусов

для шестерни:

для колеса:

Принимаем z₁=20, тогда z₂=

3. Внешний делительный диаметр колеса

Выбираем стандартный внешний делительный диаметр и ширину зубчатого венца

d_e2=280мм и b=42мм

4. Внешнее конусное расстояние

.

5. Среднее конусное расстояние

.

6. Внешний окружной модуль

.

7. Средний модуль

.

8. Делительный диаметр шестерни

средний ,

внешний .

9. Внешний диаметр окружности вершин зубьев

шестерни ,

колеса .

10. Внешний диаметр окружности впадин зубьев

шестерни ,

колеса .

11. Окружная скорость зубчатых колес

.

Определяем степень точности передачи

12. Определяем угол головки зуба

.

13. Определяем угол ножки зуба

.

14. Углы конусов вершин зубьев (углы обточки)

шестерни ,

колеса .

15. Окружная сила на шестеренке и колесе

.

16. Осевая сила на шестерне, радиальная сила на колесе

.

17. Радиальная сила на шестерне, осевая сила на колесе

.

18. Расчетное контактное напряжение (проверочный расчет)

19. Расчет напряжения изгиба (проверочный расчет)

для шестерни

для колеса .

Рисунок 3. Эскиз зубчатого колеса.

Расчет валов

1. Выбор материала:

Сталь 40Х σ_в=760 МПа.

2. Определяем допускаемые напряжения:

σ_-1 – предел выносливости, МПа σ_-1=(0,4…0,45) σ_в

[n] – коэффициент запаса прочности, [n]=1,5…2,5

К_σ – коэффициент концентрации напряжений, К_σ=2…3

принимаем σ_-1=0,4·760=304МПа [n]=2 К_σ=2,5

на изгиб: МПа

на кручение: МПа.

3. Делаем эскизную компоновку редуктора и определяем его основные размеры:

Рисунок 4. Компоновка редуктора

мм

мм

мм

мм

мм

4. Схема нагружения валов привода:

Рисунок 5. Схема нагружения валов

5. Расчет первого вала:

а) Строим расчетную схему сил действующих на вертикальной плоскости б) Определяем реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости: Н Н в) Определяем моменты в точках вала: Нм г) Рассмотрим нагружение вала в горизонтальной плоскости. Определяем реакции в опорах:

Н

д) Определяем изгибающие моменты от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

Нм

Нм

е) Строим эпюру вращающих моментов.

ж) Определяем суммарные моменты:

Нм

Нм

з) Определяем эквивалентные моменты, действующие на характерные точки вала:

Нм

Нм

Нм

и) Определяем диаметры характерных участков вала в сечениях:

мм

Т.к. на этом участке будет стоять шестерня, округляем значение до стандартного, с учетом шпоночной канавки d₃=24

мм

Т.к. на этот конец будет насажан подшипник, округляем значение до d₂=30мм.

d₁=30мм

На этом участке вала будет стоять второй подшипник.

Предварительный диаметр вала выходного конца

мм

Округляем до стандартного значения d_m=24мм

к) По полученным размерам конструируем вал.

Рисунок 6. Эскиз вала

л) Проверочный расчет первого вала:

Общий коэффициент запаса прочности

МПа

МПа

МПа

6. Рассчитываем второй вал:

а) Строим расчетную схему сил действующих на вертикальной плоскости б) Определяем реакции в опорах от сил в вертикальной плоскости: Н Н в) Определяем моменты в точках вала: Нм г) Рассмотрим нагружение вала в горизонтальной плоскости. Определяем реакции в опорах:

Н

д) Определяем изгибающие моменты от сил, действующих в горизонтальной плоскости:

Нм

Нм

Нм

е) Строим эпюру вращающих моментов.

ж) Определяем суммарные моменты:

Нм

Нм

Нм

з) Определяем эквивалентные моменты, действующие на характерные точки вала:

Нм

Нм

Нм

и) Определяем диаметры характерных участков вала в сечениях:

мм

Т.к. на этот конец будет насажан подшипник, округляем значение до d₁=40мм.

мм

Т.к. на этом участке будет стоять колесо, округляем значение до стандартного, с учетом шпоночной канавки и конструкции вала d₂=42мм.

мм

Т.к. на этот участке будет насажен подшипник округляем его до d₃=40мм.

мм

Округляем d₄ по стандарту до ближайшего стандартного d₄=36мм , будет выполнена шпоночная канавка и насажана звездочка.

к) По полученным размерам конструируем вал.

Рисунок 7. Эскиз вала

л) Проверочный расчет первого вала:

Общий коэффициент запаса прочности

МПа

МПа

МПа

Подшипники качения

I Вал

1.Подбираем типоразмер подшипника

Находим суммарные реакции в опорах и отношение их к осевой нагрузке:

Н

Н

т.к. <0,35 тип подшипников нужно принять 0000, но т.к. этот вал имеет большую частоту вращения, для увеличения срока службы подшипников принимаем 4000 . Принимаем роликовые цилиндрические однорядные подшипники средней широкой серии №7606; С=34900; с₀=27500 т.к. при предварительных расчетах роликовые подшипники не отвечают необходимому сроку службы.

2. Вычисляем параметр осевого нагружения:

е=0,1

3. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Н

Н

3. Вычисляем результирующие осевые нагрузки на подшипниках. Приняв схему установки «враспор», получим направляющие осевой составляющей правого подшипника, совпадающие с направлением внешней осевой нагрузки. Правая опора будет иметь номер 1, а левая 2.

S₁=S_B=722,9 H

S₂=S_a=473,8 H

F_a1=209,532 H

Т.к. S₁>S₂ и F_a>0, получаем

F_a1=S₁=722,9 H

F_a2=S₁+F_a=209,532+722,9=932,432 H

4. Уточняем параметр осевого нагружения по фактическому осевому усилию

е=0,185

5. Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

, меньше чем е=0,185 значит x₁=1 и y₁=0

, больше чем е=0,185 значит x₂=0,56 y₂=2,4

6. Вычисляем эквивалентные нагрузки на подшипники:

Н

Н

7. Определяем долговечность подшипника для более нагруженной опоры:

часов

Рисунок 8.Эскиз подшипника

II Вал

1.Подбираем типоразмер подшипника

Находим суммарные реакции в опорах и отношение их к осевой нагрузке:

Н

Н

т.к. <0,35 тип подшипников принимаем 0000. Принимаем радиальные шариковые подшипники средней серии №000408; С=50300; с₀=37000;

2. Вычисляем параметр осевого нагружения:

е=0,205

3. Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок:

Н

Н

3. Вычисляем результирующие осевые нагрузки на подшипниках. Приняв схему установки «враспор», получим направляющие осевой составляющей правого подшипника, совпадающие с направлением внешней осевой нагрузки. Правая опора будет иметь номер 1, а левая 2.

S₁=S_B=1503 H

S₂=S_a=535 H

F_a=836,405 H

Т.к. S₁>S₂ и F_a>0, получаем

F_a1=S₁=1503 H

F_a2=S₁+F_a=1503+836,405=2339,405 H

4. Уточняем параметр осевого нагружения по фактическому осевому усилию

е=0,261

5. Определяем коэффициенты радиальной и осевой нагрузок

, меньше чем е=0,261 значит x₁=1 и y₁=0

, больше чем е=0,261 значит x₂=0,56 y₂=1,70

6. Вычисляем эквивалентные нагрузки на подшипники:

Н

Н

7. Определяем долговечность подшипника для более нагруженной опоры:

часов

Рисунок 9.Эскиз подшипника
Подбор муфты

Муфты подбирают по расчетному крутящему моменту и диаметрам соединяемых концов валов.

Расчетный крутящий момент:

, где K_p – коэф. режима работы K_p=2

Определяем диаметр вала ( - возьмем равным 30,4, как для стали 40Х):

мм

Округляем диаметр до стандартного d=24мм.

Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой

d=24 мм D=200 мм

[T]=200 Нм [n]=41 c^-1

Тип и исполнение 1;

L=245 мм l=82 мм

Муфта 1-200-24-1 у2 ГОСТ 50892-96

Эскиз упругой муфты с торообразной оболочкой:

Рисунок 10. Эскиз муфты

Список литературы

1. Богданов Е.А., Клюев В.А., Сметанин А.С. Расчет и конструирование передач с гибкой связью с применением ЭВМ: Методическое указание и справочные материалы к курсовому проектированию. Архангельск: РИО АЛТИ, 1992-46с.

2. Перевязкин Ю.Д. Валы, подшипники, муфты: Методическое указание к курсовому проектированию. Архангельск: РИО АЛТИ, 1987.-35с.

3. Богданов Е.А., Сметанин А.С. и др. Конструирование деталей передач: Методические указания к курсовому проектированию. Архангельск: РИО АЛТИ, 1992.-36с.

4. Прокофьев Г.Ф. Механические передачи: учебное пособие / Г.Ф. Прокофьев, Н.И. Дундин, Н.Ю Микловцик. – Архангельск: Изд-во Арханг. Гос. Техн. Ун-та, 2005. – 210с.

5. Г.Ф. Прокофьев, Н.И. Дундин, Н.Ю Микловцик. Зубчатые и червячные передачи: учебное пособие /. – Архангельск: Изд-во Арханг. Гос. Техн. Ун-та, 2002. – 116с.