Детали машин

                                               Содержание

 

        

1. Кинематическая схема привода . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .4
2. Выбор двигателя, кинематический  и  силовой  расчет  привода. .  . . . .5
3. Расчет  передач  . . . . . . . . . . .  .  .  .  .  .  .  .  .  .  . . . . . . .  . . . . . . . . . . . . . .6
4. Предварительный  расчет  валов. . . .  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 13
5. Конструктивные  размеры  корпуса  и  зубчатых  колёс. . . . . . . . . . . . .13
6. Проверка  прочности  шпоночных  соединений. . . . . .. . . . . . . . . . . . . .14
7. Проверка  долговечности  подшипников. . . . . . . .  . . . . . . . . . . . . . . . .  15
8. Проверочный  расчет  валов. . . . . .  . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 20
9. Смазка редуктора и смазочные устройства. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 23
10. Выбор  муфт .  .  .  .  .    . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .  . . . . . . .. 23

Литература. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .24

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

  

 

 

 

 

1. Выбор двигателя, кинематический  и силовой расчет привода

        Мощность на  приводном валу механизма

  P = Тω = 100 ּ21.46 = 2.15 кВт.

ω – угловая скорость приводного вала

= 21.46 с^-1

n_в= 205 мин^-1 – частота вращения приводного вала

η=η_зη_м η_р = 0.96 ּ 0.98 ּ0.95 = 0.89,

где  η_з  = 0.96  - КПД зубчатой конической закрытой передачи  с учетом  потерь  в опорах;

η_р  = 0.95  - КПД ременной передачи  

     η_м  = 0.98  - КПД муфты   [1, табл. 1.1.]

Требуемая  мощность  электродвигателя 

P_т=P/ η = 2.15 / 0.89 = 2.42 кВт.

Требуемая частота  вращения двигателя

n_тр = n_кU_пр^*

U_пр^* = U_ред^* U_р^* - рекомендуемое передаточное число привода:

U_ред^* = 4,

U_р^* = 2 [1, табл. 1.2];

U_ред^* , U_р^* рекомендуемые передаточные числа редуктора и ременной передачи

U_пр^* = 4 ּ 2 = 8;

n_тр = 205 ּ 8 = 1640 мин^-1;

Выбираем стандартный двигатель АИР 100S4/1410  с параметрами:      Р_дв = 3 кВт;  n_дв = 1410 мин^-1; [1, табл. 24.9.].

Передаточное  число привода:

U = n_дв / n_к = 1410 / 205 = 6.88.

Принимаем передаточное число редуктора

U_ред = 4

тогда передаточное число ременной передачи

U_р = U / U_ред = 6.88 / 4 = 1.72.

 

Угловые скорости и крутящие моменты валов привода:

вал двигателя

w₁= ω_дв = 147.58 с^-1;

n₁=n_дв = 1410 мин^-1;

Т₁ = P_т/ ω₁ = 2.42 ּ 10³ / 147.58 = 16.4 Нм;

 

ведущий вал редуктора

ω₂ = ω₁/U_р = 147.58 /1.72 = 85.8 с^-1;

n₂ = n₁/U_ред = 1410 / 1.72 = 820 мин^-1;

Т₂ = Т₁U_редη_р = 16.4 ּ 1.72 ּ 0.95 = 26.8 Нм.

 

выходной вал редуктора

ω₃ = ω₂/U_ред = 85.8 /4 = 21.45 c^-1;

n₃ = n₂/U_ред = 820 / 4 = 205 мин^-1;

Т₃ = Т₂U_ред η_з = 26.8 ּ 4 ּ 0.96 = 102.9 Нм.

 

2. Расчет конической  зубчатой передачи

Расчет конической передачи:

Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Выбираем материал зубчатых колес – сталь 40Х, термообработка колеса – улучшение, твердость поверхности – 235…262 НВ, термообработка шестерни – улучшение, твердость поверхности – 269…302 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни:

[s]_H1=s_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H

s_Hlim – предел контактной выносливости

s_Hlim= 2HВ_ср+70   [1, табл. 2.2]

s_Hlim=2ּ285.5+70 = 641 Мпа,

где HВ_ср = (269+302)/2 = 285.5;

S_H – коэффициент запаса прочности. Для колес с однородной структурой S_H = 1.1;

Z_N – коэффициент долговечности

Z_N = ,

где N_HG – число циклов перемены напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_HG = 30HB_ср^2.4 = 30 ּ285.5^2.4 = 2.3 ּ10⁷;

N_k – суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы передачи.

N_k = 60nn_зL_h,

где n – частота вращения зубчатого колеса,

n_з – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,

L_h – суммарное время работы передачи

L_h = 4000 ч;

N_k = 60ּ820ּ1ּ4000 = 1.9 ּ10⁸;

Так как N_k>N_HG, принимаем Z_N = 1 ;

Z_R  - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев.

Принимаем Z_R = 0.9;

Z_V – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

Принимаем Z_v = 1 (для малых окружных скоростей).

[s]_H1 = 641ּ1ּ0.9ּ1/1.1 = 524.5 Мпа;

 

для колеса:

[s]_H2=s_HlimZ_NZ_RZ_V/S_H

s_Hlim – предел контактной выносливости

s_Hlim= 2HВ_ср+70   [1, табл. 2.2]

s_Hlim=2ּ248.5+70 = 567 Мпа,

где HВ_ср = (235+262)/2 = 248.5;

S_H – коэффициент запаса прочности. Для колес с однородной структурой S_H = 1.1;

Z_N – коэффициент долговечности

Z_N = ,

где N_HG – число циклов перемены напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_HG = 30HB_ср^2.4 = 30 ּ248.5^2.4 = 1.7 ּ10⁷;

N_k = 60nn_зL_h,

N_k = 60ּ205ּ1ּ4000 = 4.9 ּ10⁷;

Так как N_k>N_HG, принимаем Z_N = 1 ;

 Z_R = 0.9;

 Z_v = 1.

[s]_H2 = 567ּ1ּ0.9ּ1/1.1 = 463.9 Мпа;

В качестве расчетного допускаемого напряжения для прямозубой передачи принимаем меньшее значение из двух:

[s]_H = 463.9  Мпа;

Допускаемые напряжения изгиба

Для шестерни:

[s]_F1=s_FlimY_NY_RY_A/S_F,

s_Flim – предел выносливости

s_Flim = 1.75НВ_ср [1, табл. 2.3].

s_Flim = 1.75 ּ285.5 = 485.35 МПа; 

S_F – коэффициент запаса прочности.

S_F = 1.7;

Y_N – коэффициент долговечности

Y_N = ,

N_FG – число циклов перемены напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_FG = 4ּ10⁶;

N_k = 1.9 ּ10⁸;

Так как N_k> N_FG принимаем Y_N = 1

Y_R  - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхностей зубьев.

Принимаем Y_R = 1

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Принимаем Y_А = 1 (для нереверсивной передачи)

[s]_F1 = 485.35 ּ1 ּ1 ּ1/1.7 = 285.5 Мпа;

 

Для колеса:

[s]_F2=s_FlimY_NY_RY_A/S_F

s_Flim = 1.75НВ_ср

s_Flim = 1.75 ּ248.5 = 434.8 МПа; 

S_F = 1.7;

Y_N = ,

N_FG = 4ּ10⁶;

N_k = 4.9 ּ10⁷;

Так как N_k> N_FG принимаем Y_N = 1

Y_R = 1;

Y_А = 1;

[s]_F2 = 434.8 ּ1 ּ1 ּ1/1.7 = 257.9 Мпа;

Диаметр внешней делительной окружности шестерни

Предварительное значение: 

d^’_e1 = К ,

где Т₁ – вращающий момент на шестерне, u – передаточное число, коэффициент К = 30 (для поверхностной твердости < 350HВ), коэффициент    J_H = 0.85 (для прямозубой передачи);

 

d^’_e1 = 30 = 59.7 мм;

Окружная скорость на среднем делительном  диаметре:

V_m = p0.85 d^’_e1n₁/(6 ּ 10⁴) = 3.14 ּ 0.85 ּ 59.7 ּ 820/(6 ּ 10⁴) = 2.17 м/с.

По найденному значению окружной скорости назначаем 8-ю степень точности передачи.

Уточняем внешний делительный  диаметр:

d_e1 = 1650 ,

 

где К_Hv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения,

К_Hv = 1.06 [1, табл. 2.6],

K_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

K_Hb =

 определяем по табл. 2.7 в  зависимости от коэффициента  высоты зуба y_bd

y_bd = 0.166 = 0.166 = 0.68

= 1.22 [1, табл. 2.7];

d_e1³ 1650 = 59.7 мм;

Принимаем d_e1 = 60 мм.

Конусное расстояние и ширина зубчатого венца

Угол делительного конуса шестерни:

d₁ = arctg(1/U) = arctg(1/4) = 14.04⁰;

Внешнее конусное расстояние:

R_e = d_e1/(2sind₁) = 60/(2sin14.04⁰) = 123.66 мм;

Ширина зубчатого венца: ּ

b = 0.285R_e = 0.285 ּ123.66 = 35.2 мм;

Принимаем b = 35 мм.

Модуль передачи

Внешний торцовый модуль передачи:

m_e ³ ,

K_Fv = 1.11 [1, табл. 2.9];

K_Fb =

= 0.18 + 0.82 = 0.18 + 0.82 ּ1.22 = 1.18;

J_F = 0.85 (для прямозубых колес);

m_e = = 1.06 мм;

принимаем модуль передачи m = 4 мм.

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

Z₁ = d_e1/m_e = 60/4 = 15

Принимаем Z₁ = 15

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z₁U = 15 ּ4 = 60

Принимаем Z₂ = 60

Фактическое передаточное число

u_ф = Z₂/Z₁ = 60/15 = 4

Окончательные размеры колес

Углы делительных конусов:

d₁ = arctg(1/U_ф) = arctg(1/4) = 14.04⁰;

d₂ = 90⁰ - d₁ = 90 – 14.04 = 75.96⁰;

Делительные диаметры

        d_e1 = m_eZ₁ = 4 ּ15 = 60 мм;

d_e2 = m_eZ₂ = 4 ּ60 = 240 мм;

диаметры вершин зубьев

d_a1 = d_e1+2(1 + x_e1)m_ecosd₁ = 60 + 2(1 + 0.5) ּ4 ּ cos14.04⁰ =

 71.6 мм;

d_a2 = d_e2+2(1 + x_e2)m_ecosd₂ = 240 + 2(1 - 0.5) ּ4 ּ cos75.96⁰ =

240.97 мм;

x_e2 = -x_e1 = -0.5 [1, табл 2.12]

Силы в зацеплении

Окружная сила на среднем  диаметре шестерни:

F_t = 2 ּ10³T₁/d_m1 = 2 ּ10³ ּ26.8/51.42 = 1042.4 Н;

d_m1 = 0.857d_e1 = 0.857 ּ60 = 51.42 мм

радиальная сила на колесе, равная осевой силе на шестерне:

F_r2 = F_a1 = F_ttgasind₁ = 1042.4 ּ tg20^o ּ sin14.04⁰ = 92 H;

осевая сила на колесе, равная радиальной силе на шестерне:

F_a2 = F_r1 = F_ttgacosd₁ = 1042.4 ּ tg20^o ּ cos14.04⁰ = 368.1 Н;

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

,

= 460.3 Мпа;

s_H < [s]_H (460.3 < 463.9) – проверка выполняется.

Проверка зубьев по напряжениям  изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

,

где Y_FS – коэффициент формы зуба. Выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_V;

Z_V1 = Z₁/cosd₁ = 15/cos14.04⁰ = 15.46

Z_V2 = Z₂/cosd₂ = 60/cos75.96⁰ = 247.3

Y_FS2 = 3.61

Y_FS1 = 3.59 [1, табл. 2.10]

= 48.3 Мпа;

Напряжение в зубьях шестерни:

s_F1 = s_F2Y_FS1/Y_FS2

s_F1 = 48.3 ּ3.59/3.61 = 48 Мпа;

Условие прочности s_F1 ≤[s]_F1 и s_F2≤ [s]_F2 (48 ≤ 285.5 и                 48.3 ≤ 257.9) выполнено.

Проверка на прочность при действии пиковой нагрузки

Проверка по контактным напряжениям:

s_Hmax = s_H £ [s]_Hmax

К_пер = 2.2 – коэффициент перегрузки [1, табл 24.9]

s_Hmax = 460.3 ּ = 682.7 МПа;

[s]_Hmax = 2.8s_т = 2.8 ּ750 = 2100 МПа;

s_Hmax £ [s]_Hmax – условие прочности выполнено.

 

Проверка по напряжениям изгиба:

s_Fmax = s_FK_пер £ [s]_Fmax;

Напряжения в зубьях шестерни:

s_Fmax1 = 48 ּ2.2 = 105.6 МПа;

Напряжения в зубьях колеса:

s_Fmax2 = 48.3 ּ2.2 = 106.3 Мпа;

[s]_Fmax = s_FlimY_Nmaxk_st/S_st;

Y_Nmax = 4 – максимально возможное значение коэффициента долговечности для материала с объемной термообработкой:

k_st = 1.2 – коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки для случая единичных перегрузок;

S_st = 1.7 – коэффициент запаса прочности;

[s]_Fmax = 434.8 ּ4 ּ1.2/1.7 = 1227.6 МПа;

s_Fmax £ [s]_Fmax – условие прочности выполнено.

 

Расчет клиноременной  передачи

 

   Тип ремня выбираем  по таблице [2, табл 5.6] по величине                     T_дв = 16.4 Нм и n_дв= 1410 об/мин: принимаем клиновой ремень сечения А.

Диаметр меньшего шкива 

принимаем  D₁ = 100 мм  [2, табл.5.7].

Диаметр большого шкива

      D₂=D₁(1-e)U_рп = 100 ּ (1-0.015) ּ 1.72 = 169.4 мм.