Кинематический расчет передачи

1. ЗАДАНИЕ ДАНО: = 5000 H V = 0,9 m/c D = 350 mm

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КПД привода Определяем по таблицам:

1 — КПД соединительной муфты, 1 = 0,98

2 — КПД пары подшипников приводного вала, 2 = 0,99

3 — КПД цилиндрической закрытой передачи

4 — КПД ременной передачи, 4 = 0,95

= 1 4 = 0.98 = 0.859

Требуемая мощность двигателя

= = Bт Частота вращения выходного вала

= = = 49.1 1

Принимаем двигатель 4А112M4Y3

n = 1500 S=4.7 = 5500 Вт = 38 мм Частота вращения вала электродвигателя

= (100 — S) = (100 — 4.7) = 1429. 5

Передаточное отношение привода

= = = 29.11

Принимаю для ременной передачи = 2.5

Для редуктора

= = = 11.64

Разбиваем по ступеням

= 0.88 = 0.88 = 3

Для редуктора принимаем стандартные значения передаточных чисел

= 4 = 3.15

Для ременной передачи

= = = 2.31

Мощности на валах, передаваемые крут. моменты, частота вращения валов:

= = 5239. 26 Вт

4 2 = 5239.26 0.95 0.99 = 4927. 52 Вт

3 2 = 4927.52 0.98 0.99 = 4780.68 Вт

3 2 = 4780.68 0.98 0.99 = 4638. 22 Вт

1 2 = 4638.22 0.98 0.99 = 4500 Вт

= 1429.5

= = 618.79

= = = 154.7

= = = 49.11

= = 49.11

= 9.55 = 9.55 = 35

= 9.55 = 9.55 = 79.05

= 9.55 = 9.55 = 259.13

= 9.55 = 9.55 = 901.94

= 9.55 = 9.55 = 875.06

2. РАСЧЕТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ цилиндрический подшипник вал шпонка Исходные данные для расчета:

Передаваемая мощность = 5239 Вт Частота ведущего вала = 1429.5

Передаточное отношение = 2.31

Скольжение = 0.01

Момент = 35 Hm

Диаметр меньшего шкива

= 60 = 60 = 196.29 мм Приняли =200 мм Диаметр большего шкива

= (1 —) = 2.31 1 — 0.015) = 457.41 мм Приняли =460 мм Уточняю передаточное отношение и частоту

= = = 2.32

= = = 615.31

= 100 = 100 = 0.56

(Допустимо до 3%)

Межосевое расстояние

a = 2) = 2 (200 + 460) a = 1320 мм Приняли, а =1400 мм Расчетная длина ремня

L = 2a + () + = 2 1400 + (200 + 460) +

L = 3849

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения его на 0,01L для облегчения надевания ремней, и увеличения на 0,025L, для подтягивания по мере износа.

Угол обхвата меньшего шкива

= 180 — 60 = 180 — 60 = 169

Коэффициент угла обхвата в зависимости от :

= 1 — 0.003 (180 — = 1 — 0.003 (180 — 169) = 0.97

Скорость ремня

V = = V = 14.97

Окружная сила

Ft = = Ft = 350 H

Принимаем ремень Б 800 с числом прокладок

z = 3 = 1.5 = 3

Проверим выполнение условия 0.025

= z = 4.5 мм 0.0025 = 5 — условие выполнено Коэффициент режима работы = 0.95

Коэффициент учитывающий центробежную силу

= 1.04 — 0.0004 = 1.04 — 0.0004 = 0.95

Коэффициент учитывающий угол наклона ветви ремня при наклоне до 60 град

= 1.0

Допускаемая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

p = p = 2.62 H

Ширина ремня

b = = b = 44.56 мм Приняли b = 50 мм Ширина шкивов

= b + 10 = 50 + 10 = 60 мм Предварительное натяжение ремня при = 1.8 МПа

= b = 1.8 50 4.5 = 405 H

Натяжение ведущей ветви

= + 0.5 = 405 + 0.5 350

= 580 H

Напряжение от этой силы

= = = 2.58

Напряжение от центробежной силы при p = 1100

= p = 1100 = 0.25 МПа Максимальное напряжение

= + + = 2.58 + 0.25 + 2.25 = 5.07 МПа Условие 7 МПа — выполнено где = 7 МПа — для материала ремня

= 1.5 — 0.5 = 1.5 — 0.5 = 1.48

= 1.48 — коэффициент учитывающий передаточное отношение

= = = 3.89 — число пробегов ремня в секунду Проверка передачи на долговечность по формуле

= = =3467 час Давление на валы

= 2 sin = 2 405 = 806.17 H

3. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ БЫСТРОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Исходные данные

= 4927.52 Bт = 618.79 = 76.05 Hм = 295.13 Hм

= 4

3.2 Выбор материалов Материал шестерни и колеса сталь 40Х, улучшенная = 280 = 260

3.3 Допускаемые контактные напряжения

=

где = 2 + 70 = 2 = 630 МПа

= 2 + 70 = 2 = 590 МПа коэффициент безопасности принимаем = 1.1

коэффициент долговечности при числе чиклов нагружения больше базового =1 =1

тогда = = 1 = 572.73 МПа

= = 1 = 536.36 МПа условное контактное напряжение:

= = 536.36 МПа

3.4 Допускаемые напряжения изгиба

=

Где = 1.8 HB1 = 1.8 280 = 504 МПа

= 1.8 HB2 = 1.8 260 = 468 МПа

= 1 для одностороннего приложения нагрузки Базовое число циклов перемен = 4 при числе циклов перемен больше базового принимаем:

= 1 Коэффициент безопасности = 1.75 тогда

= = 1 1 = 288 МПа

= = 1 1 = 267.43 МПа

3.5 Проектировочный расчет передачи на контактную прочность

3.5.1 Межосевое расстояние

(+ 1)

где= 271 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала, для стальных колес.

= 0.85 Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий

= 1.75 Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

= 1.3 Коэффициент, учитывающий нагрузку, принимаем предварительно.

= 1.1 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями, для косозубых колес.

= 0.5 Коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию приняли предварительно = 12 — угол наклона зуба,

= (+ 1) = (+ 1)

= 124.28 мм

3.5.2 Основные параметры и размеры зубчатых колес Ширина зубчатого венца = 0.5 = 0.6 = 62.14мм Приняли для шестерни и колеса = 70 мм = 65 мм Модуль передачи принимаем в интервале

= 0.01 = 0.01 124.28 = 1.24 мм

= 0.01 = 0.02 124.28 = 2.49 мм приняли m = 2.5 мм приняли a = 2.5 мм суммарное число зубьев = = 97.81

приняли

= = 19.6 приняли = 20

= - = 98 — 20 = 78

Фактическое передаточное отношение = =

Погрешность U = 100 = 100 = 2.5 — допустимо до 3%

Действительный угол наклона зубьев = acos = acos

= 11.48 град Передачу выполняем без смещения, начальные диаметры равны делительным

= = = 51.02 мм

= = = 198.98 мм Диаметры вершин и впадин зубьев

= + 2m = 51.02 + 2 2.5 = 56.02 мм

= + 2m = 198.98 + 2 2.5 = 203.98 мм

= - 2m = 51.02 — 2 2.5 = 44.77 мм

= + 2m = 198.98 — 2 2.5 = 192.73 мм Окружная скорость колес

V= = = 1.65

V = 1.65 м/с Приняли 8-ю степень точности

3.6 Проверочный расчет на контактную прочность

3.6.1 Определяем коэффициент торцевого перекрытия

= =

= 1.65

3.6.2 Определяем для несимметричного расположения колес при НВ до 350

= 1.12

для V=1.65 m/c, и косозубых колес при 8 степени точности = 1.2

Коэффициент нагрузки

= = 1.12 1.2 = 1.34

= = = 0.78

При = 20 определим коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей

= = = 1.75

Контактные напряжения

= =

= 476.7 МПа Проверим недогрузку

100 = 100 = 4.49

3.7 Проверочный расчет по напряжениям изгиба

3.7.1 Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба

= = = 21.25

= = = 82.87

по таблице приняли: = 3.95 = 3.61

Проверим отношение = 72.91 = 74.08 — для шестерни отношение меньше, расчет ведем по зубу шестерни Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 1.07

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку = 1.06

Коэффициент нагрузки

= = 1.06 = 1.13

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

= 1 — = 1 ;

= 0.92

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 0.91

Вычисляем по формуле:

= = 0.91 0.92

= 60.53 = 288 МПа изгибная прочность обеспечена т. к

3.8 Усилия в зацеплении зубчатых колес

3.8.1 Окружная сила

= = = 2981.07 H

= = 2981.07 H

3.8.2 Радиальная сила

= = 2981.07 =

= 1107.16 = 1107.16

3.8.3 Осевая сила

= tan (= 2981.07 tan (11.48) =

= 605.33 H = 605.33 H

4. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ТИХОХОДНОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Исходные данные

= 4780.68 Вт = 154.7 = 295.13Нм = 901.94Нм = 3.15

4.2 Выбор материалов Материал шестерни и колеса сталь 40Х, улучшенная =280 =260

4.3 Допускаемые контактные напряжения

=

где = 2 + 70 = 2 280 +70 = 630 МПа

= 2 + 70 = 2 260 +70 = 590 МПа коэффициент безопасности принимаем Sn = 1.1

коэффициент долговечности при числе чиклов нагружения больше базового

=1 =1

тогда = 1 = 572.73 МПа

= 1 = 536.36 МПа условное контактное напряжение: = 0.45) = 0.45 (572.73 + 536.36)

= 499.09 МПа

4.4 Допускаемые напряжения изгиба где = 1.8 HB1 = 1.8 = 288 МПа

= 1.8 HB2 = 1.8 = 468 МПа

=1 для одностороннего приложения нагрузки Базовое число циклов перемен = 4 при числе циклов перемен больше базового принимаем: = 1. Коэффициент безопасности =1.75 тогда

= = =288 МПа

= = =267.43 МПа

4.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба Определяем эквивалентное число зубьев и коэффициент формы зуба

= = = 29.45

= = = 94.65

по таблице приняли: = 3.85 = 3.65

Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями =1.18

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку=1.06

Коэффициент нагрузки = = 1.25

Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

= 1- = 1- = 0.93

По табл 303 Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки между зубьями = 0.91

Вычисляем по формуле

= = 0.91 0.92

=74.77 =267.43 МПа изгибная прочность обеспечена т. к .

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРEН И КОЛЕС

5.1 Быстроходная ступень

5.1.1 Шестерня изготовлена заодно с валом, ступицу не выделяю

5.1.2 Колесо кованое диаметр cтупицы колеса приняли

= 1.6 50 80

Приняли 80 мм Длина ступицы колеса = =70 мм приняли =70

Толщина диска С=0.3 = 0.3 70 C=19.5мм Толщина обода = 4m = 4 2.5 =10 мм

5.2 Тихохоходная ступень

5.2.1 Шестерня изготовлена заодно с валом, ступицу не выделяю

5.2.2 Колесо кованое диаметр cтупицы колеса приняли

= 1.6 80 128

Приняли 128 мм Длина ступицы колеса = =95 мм приняли =95

Толщина диска С=0.3 = 0.3 90 C=27 мм Толщина обода = 4m = 4 3 =12 мм

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

6.1. Толщина стенок корпуса и крышки

= 0.025 a+ 2 = 0.025 180 + 2 = 6.5 приняли = 8 мм

= 0.02 a+ 2 = 0.02 180 + 2 = 5.6 приняли = 8 мм

6.2 Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки b=1.5 b=12мм

6.3 Толщина нижнего пояса корпуса при наличии бобышек

=12 мм =20 мм приняли =12 мм =20 мм Диаметры болтов = 0.04 a + 12 =19.2мм приняли болты с резьбой М18 =14 мм =12 мм

7. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ Ведущий вал =35мм Приняли шарикоподшипники средней серии 207: d = 35 мм, D =72 мм, B = 17 мм

=25.5 H =13.7 H

Промежуточный вал =45мм Приняли шарикоподшипники средней серии 309: d = 45 мм, D =100 мм, B = 25 мм

= 52.7 Н =30 H

Ведомый вал =70мм Приняли шарикоподшипники легкой серии 214: d = 70 мм, D = 125 мм, B =24 мм

= 61.8 Н =37.5 H

8. ПОДБОР МУФТЫ Расчетный момент муфты Тм = Км Т где коэффициент запаса принимаем в зависимости от режима нагрузки Км = 1,2…1,5. В нашем случае приняли Км = 1,3, тогда:

Муфта на входном валу Тм=1.3 = 1.3 901.94 Тм=1172.53 Hм =65 мм Приняли муфту упругую, втулочно-пальцевую 2000;55−1.1 ГОСТ 21 424–75 с номинальным моментом Тн =2000 Нм, посадочными диаметрами d =65 мм, диаметр муфты D = 250 мм.

9. ПОДБОР ШПОНОК Вал. Шпонка под полумуфтой

=30 =63 =76.05 Hм b=8 h=7 =4 l=55мм

= = =35.96 МПа

= = = 11.52 МПа Вал Шпонка под колесом

=50 =70 =295.13 Hм b=14 h=5.5 =4 l=63мм

= = =68.83 МПа

= = = 13.38 МПа Вал Шпонка под колесом

=80 =95 =901.94 Hм b=20 h=12 =7.5 l=80мм

= = =83.51 МПа

= = = 14.09МПа Шпонка на выходном конце

=50 =70 b=20h=12 =7. l=75мм

= = =112.13 МПа

= = = 18.5 МПа Напряжения смятия и среза не превышают допустимых.

Прочность шпонок обеспечена.

10. ПРОВЕРКА СТАТИЧЕСКОЙ ПРОЧНОСТИ ВАЛОВ, ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

10.1 Исходные данные для расчета Вал 1

= 605.33 =1107.16

=2981.07 = 806.17 H

= 76.05 Hм

a= 0.095 b=0.195 c=0.07

d= 0.051 m

10.2. Рассмотрим нагрузку вала в вертикальной плоскости Определяем реакции опор? Mb =0

Ya (b+a) + b +0.5 d — c=0

Ya=

Ya= 603.13 H

?Ma =0

Yb =

Yb =1310.21 H

Строим эпюру изгибающего мoмента в вертикальной плоскости

= 0 = Ya a = 57.3 Hм

= Yb b-(c+b) = 1310.21 806.17 (0.07 0.195) = 41.85 Hм

= -c = 806.17 0.07

10.3 Рассмотрим нагрузку вала в горизонтальной плоскости Определяем реакции опор? Mb =0 b — (a+b) = 0

= =

?Ma= (c+b) — = 0

= =

Строим эпюру изгибающего мoмента в вертикальной плоскости

=0 =Xb =976.56 0.195 =190.43

10.4 Эпюра суммарного изгибающего мoмента

= = = 56.43 Hм

= = = 198.86 Hм

= = =194.86 Hм

10.5 Cуммарные реакции опор

Ra= = Ra=2093.28 H

Rb= = Rb= 1634.11 H

10.6 Исходные данные для расчета

=2981.07 =1107.16 =605.33

Вал2

=6906.69 =2557.16 =1277.56 =295.13 Hм

a= 0.075 b=0.085 c=0.11

d2= 0.199 d3= 0.085

10.7 Рассмотрим нагрузку вала в вертикальной плоскости Определяем реакции опор? Mb =

Yb (b+a+с) + а ;

(а+b)=0

Yb=

Yb= 783.87 H

?Mb = Yb (b+a+с) — (b+c) +

+0.=0

Ya=

Ya= 666.52 H

10.8. Изгибающий момент

= Ya a =666.52 0.075

= Ya a- 0.5 = 49.99 — 0.5 605.33 0.199 = 10.24

= Yb c = 783.87 0.11 = 86.23

= Yb c + 0.5 = 86.23 +0.51 277.56 0.085 =140.52

10.9 Нагрузка в горизонтальной плоскости Определяем реакции опор? Mb = Xa (a+b+c) + (b+c)+ c

Xa= = Xa=4968.05 H

?Mb = Xa (a+b+c) — - (b+c)

Xb= = Xb=8307.06 H

Строим эпюру изгибающего мoмента в горизонтальной плоскости

= a= 4968.05 0.075 =372.6H

= c= 8307.06 0.11 = 913.78 H

10.10 Эпюра суммарного изгибающего мoмента

= = =917.84

= = =924.52

= = = 375.94

= =

10.11 Cуммарные реакции опор

= = = 5012.56 H

= = = 8343.96 H

11. ПРОВЕРКА ОПАСНЫХ СЕЧЕНИЙ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ

11.1 Сечение вблизи шестерни вала 2

Материал вала сталь 45 нормализованная. Выписываем для этой стали ее характеристики:

= 246 МПа = 570 МПа = 142 МПа Амплитуда и среднее значение цикла нормальных и касательных напряжений:

= =42.8 =0 = 6.83 МПа ==3.42 МПа

=

Концентрация напряжений обеспечена переходом от d=50 к D=55 мм

= 0.82 = 0.7

=1.1 0.02 Определяем по таблице: =1.96 =1.35

Коэффициенты ассимметрии цикла =0.15 =0.1

Коэффициенты запаса по нормальным, касательным напряжениям и результирующий:

== = 2.4

== = 20.5

S= = S=2.39

— больше нормативного коэффициента S = 2.0 … 2.5, выносливость вала обеспечена ЛИТЕРАТУРА

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. Изд. 5-е, переоаб. и доп. М. Высшая школа, 1988. 447с.

2. Проектирование механических передач: Учеб. Пособие для немашиностр. Вузов Чернавский С. А., Г. М. Цикович, В. А. Киселев и др. 4-е изд. Перераб. М. Машиностроение 1976.

3. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для Втузов С. А. Чернавский, Г. А. Снасарев, Б. С. Снесарев и др. М. Машиностроение 1984. 580 с.

4. Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин. Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. М. Машиностроение 1988.

.ur