Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Реакции от усилий в зацеплении:
RAx(a + b) Ft6b = 0; RAx = Ft6b / (a + b) = 5952 0,0715 / 0,2835 = 1501 H

RBx = Ft6 - RAx = 5952 1501 = 4451 H

Mx = RBxb = 4451 0,0715 = 318 H м

RAy = Fr6b / (a + b) = 2166 0,0715 / 0,2835 = 546 H

RBy = Fr6 - RAy = 2166 546 = 1620 H

My = RByb = 1620 0,0715 = 116 H м

Реакции от усилия муфты:

FM(a + b + c) RAFм(a + b) = 0;

RAFм = FM(a + b + c) / (a + b) = 7624 0,3835 / 0,2835 = 10313 H

RBFм = RAFм - FM = 10313 7624 = 2689 H

RA = = = 1597 H

RB = = = 4736 H

Для расчета подшипников:

RA' = RA + RAFм = 1597 + 10313 = 11910 H
RB' = RB + RBFм = 4736 + 2689 = 7425 H

Опасное сечение I I. Концентрация напряжений в сечении I I вызвана напрессовкой внутреннего кольца подшипника на вал с натягом.

Материал вала сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Расчет вала в сечении I - I на сопротивление усталости.

σа = σu = МAFм / 0,1d43 = 762,4 103 / 0,1 603 = 35,3 МПа
τа = τк /2 = М4 / 2 0,2d43 = 930 103 / 0,4 603 = 10,8 МПа
Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ 1) 1 / KV = (3,8 + 1 1) 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ 1) 1 / KV = (2,2 + 1 1) 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 35,3 = 2,7; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 10,8 = 8,4

S = Sσ Sτ / = 2,7 8,4 / = 2,6 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.

Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки отсутствуют, поэтому берем радиальные шарикоподшипники №212, С = 52 кН, С0 = 31 кН, d×D×B = 60×110×22

QA = RA' Kδ KT = 11910 1,3 1 = 15483 H

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / QA)m (106 / 60n4) = 0,8 (52 / 15,483)3 (106 / 60 27) = 1,9 104 ч

1,9 104 ч < [t] = 2,5 104 ч

Так как Lh < [t] возьмем роликовые подшипники №2312; С = 151 кН;
d×D×B = 60×130×31, тогда:

Lh = 0,7 (151 / 15,183)3,3 (106 / 60 27) = 8,2 104 ч > [t] = 2,5 104 ч

Подшипник подходит.


8. Расчет промежуточного (третьего) вала
и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d3 = = = 36,7 мм
Принимаем: диаметр под подшипники Ø40 мм, под коническое колесо - Ø45мм.

Ft5 = 5952 H, Fr5 = 2166 H, d = 71,5 мм, e = 133 мм, f = 78,5 мм.
Ft4 = 2342 H, Fr4 = 234 H, Fa4 = 820 H.


Реакции опор:

в плоскости xz:

RDX = (Ft5d + Fr4(d+e) + Fa4d4/2)/(d+e+f) =(595271,5 + 234204,5 + 820106,75)/283 = 1982 Н;

RCX = (Fr4f + Ft5(f+e) - Fa4d4/2)/(d+e+f) =(23478,5 + 5952211,55 - 820106,75)/283 = 4204 Н;

Проверка: RDX + RCX - Ft5 Fr4 = 1982 + 4204 - 5952 234 = 0.

в плоскости yz:

RDY = (Fr5d + Ft4(d+e))/(d+e+f) =(216671,5 + 2342204,5)/283 = 2238 Н;
RCY = (Ft4f + Fr5(f+e))/(d+e+f) =(234278,5 + 2166211,5)/283 = 2270 Н;

Проверка: RDY + RCY Fr5 - Ft4 = 2238 + 2270 2166 - 2342 = 0.

Суммарные реакции:

RD = = = 2989 H;
RC = = = 4778 H;

Опасное сечение место под колесо цилиндрической передачи.

Материал вала сталь 45, НВ = 240, σв = 780 МПа, σт = 540 МПа, τт = 290 МПа,
σ-1 = 360 МПа, τ-1 = 200 МПа, ψτ = 0,09, табл. 10.2 [2].

Найдем значения изгибающих моментов в наиболее опасном сечении:

Му = RDX(e+f) Fr4e - Fa4d4/2 = 1982 0,2115 234 0,133 820 0,107= 300,7 Нм;

Мх = RDY(e+f) Ft4e = 2238 0,2115 2342 0,133 = 162 Нм;

Мсеч = = = 341,6 Нм.

Расчет вала в опасном сечении на сопротивление усталости.

σа = σu = Мсеч / 0,1d3 = 341,6 103 / 0,1 76,53 = 37,5 МПа
τа = τк /2 = М3 / 2 0,2d3 = 250 103 / 0,4 76,53 = 6,9 МПа

Кσ / Кdσ = 3,8 табл. 10.13 [2]; Кτ / Кdτ = 2,2 табл. 10.13 [2];
KFσ = KFτ = 1 табл. 10.8 [2]; KV = 1 табл. 10.9 [2].

KσД = (Кσ / Кdσ + 1 / КFσ 1) 1 / KV = (3,8 + 1 1) 1 = 3,8
KτД = (Кτ / Кdτ + 1 / КFτ 1) 1 / KV = (2,2 + 1 1) 1 = 2,2

σ-1Д = σ-1 / KσД = 360 / 3,8 = 94,7 МПа
τ-1Д = τ -1 / KτД = 200 / 2,2 = 91 МПа

Sσ = σ-1Д / σа = 94,7 / 37,5 = 2,6; Sτ = τ -1Д / τ а = 91 / 6,9 = 13,2

S = Sσ Sτ / = 2,6 13,2 / = 2,63 > [S] = 2,5

Прочность вала обеспечена.
Выбор типа подшипника.

Осевые нагрузки присутствуют, поэтому берем роликовые подшипники №7208, С = 58,3 кН, С0 = 40 кН, d×D×B = 40×80×18

Эквивалентная нагрузка:

Qэ = (XVRC + YFa4)KбKT,

в которой радиальная нагрузка RC = 4778 H; осевая нагрузка Fa4 = 820 H; V = 1
вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности Kб = 1,3; КТ = 1.

Отношение Fa4 / Со = 820 / 40000 = 0,021; этой величине соответствует е = 0,37.
Отношение Fa4 / RC = 820 / 4778 = 0,17 < е; Х = 0,4; Y = 1,6.

Qэ = (0,44778 + 1,6 820) 1,3 = 4077 H.

Ресурс подшипника:

Lh = a23(C / Qэ)m (106 / 60n3) = 0,8 (58,3 / 4,077)3 (106 / 60 102,8) = 3,9 104 ч

3,9 104 ч > [t] = 2,5 104 ч

Подшипник подходит.


9. Расчет промежуточного (второго) вала
и расчет подшипников для него.

Диаметр вала, исходя из расчета на кручение:

d2 = = = 24,7 мм

Принимаем: диаметр под подшипники Ø30 мм, под цилиндрическое колесо -
Ø35 мм.

Ft2 = 988 H, Fr2 = 360 H, k = 46,5 мм, l = 46,5 мм, m = 48,5 мм.
Ft3 = 2342 H, Fr3 = 820 H, Fa3 = 234 H.

Оглавление.
стр.

Задание 1

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. 2

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых
напряжений. 4

3. Расчет третьей ступени редуктора. 5

4. Расчет второй ступени редуктора. 6

5. Расчет первой ступени редуктора. 8

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора. 10

7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него. 11

8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него. 13

9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него. 16

10. Расчет тяговой звездочки. 19

11. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него. 20

12. Смазка. 23

13. Проверка прочности шпоночных соединений. 24

14. Выбор муфт. 24

Список использованной литературы. 26

Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты.

Задание 04 Вариант 3

Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.

Принять:
Типовой режим нагружения: 3.
Расчетный ресурс: 7 000 часов.
Изготовление в год: 1 шт.

Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.
Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.
Число зубьев звездочки z: 7.
Ft=F1-F2; F2=0,25F1.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Выбор двигателя [1]

Общий КПД привода:

η = ηред ηм ηп

ηред КПД редуктора.

ηред = ηцп2 ηкп ηп3

ηцп = 0,950,97; принимаем ηцп = 0,96 КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηкп = 0,950,97; принимаем ηкп = 0,96 КПД закрытой конической передачи;
ηп = 0,99 КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,962 0,96 0,993 = 0,86

ηм = 0,98 КПД муфты.

η = 0,86 0,98 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Рвых/ η = 1,8 / 0,83 = 2,2 кВт.

Рвых мощность на тяговой звездочке.

Рвых = Ft V = 4,5 103 0,4 = 1,8 кВт.

Кэ = 1 коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частота вращения тяговой звездочки [3].

V = , следовательно nвых = = = 27 об/мин.

nвых частота вращения тяговой звездочки.
V = 0,4 м/с скорость тяговой цепи.
Z = 7 число зубьев тяговой звездочки.
t = 125 мм шаг цепи.

По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.

Ft = F1 F2 = 4,5 кН.
F2 = 0,25F1

Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4
Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.

Передаточное число редуктора [4].

Uред = U1 U2 U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3

U1 передаточное число первой ступени;
U2 передаточное число второй ступени;
U3 передаточное число третьей ступени.

Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 1440 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 1440 / 4 = 360 об/мин;
n3 = n2 / U2 = 360 / 3,5 = 102,8 об/мин;
n4 = nвых = 27 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 1440 / 30 = 150,7 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 360 / 30 = 37,7 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 102,8 / 30 = 10,8 рад/с;
ω4 = ωвых = πn4 / 30 = 3,14 27 / 30 = 2,8 рад/с.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 3 кВт;
Р2 = Р1 ηцп ηп = 3 0,96 0,99 = 2,85 кВт;
Р3 = Р2 ηкп ηп = 2,85 0,96 0,99 = 2,7 кВт;
Р4 = Р3 ηцп ηп = 2,7 0,96 0,99 = 2,6 кВт;
Рвых = Р4 ηм ηп = 2,6 0,98 0,99 = 2,5 кВт;


Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / ω 1 = 3 / 150,7 = 0,02 кНм = 20 Нм;
М2 = Р2 / ω 2 = 2,85 / 37,7 = 0,076 кНм = 76 Нм;
М3 = Р3 / ω 3 = 2,7 / 10,8 = 0,25 кНм = 250 Нм;
М4 = Р4 / ω 4 = 2,6 / 2,8 = 0,93 кНм = 930 Нм;
Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5 / 2,8 = 0,9 кНм = 900 Нм.


2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

Материал колес сталь 45; термообработка улучшение: 235262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен сталь 45; термообработка улучшение: 269302 НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 ω 4 Lh = 573 2,8 7000 = 17,2 106 циклов;
NK5 = NK6 U3 = 17,2 106 3,8 = 65,4 106 циклов.

NHO = 16,5 106 табл. 3.3 [4] число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.

NFO = 4 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].

При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.


[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 1,03 = 294 МПа
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 1,03 = 256 МПа


3. Расчет третьей ступени редуктора.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α3 = Кα(U3 + 1) = 495 (3,8 + 1) = 201,5 мм.

Кα = 495 для прямозубых передач, стр. 135 [3].
КНβ = 1 при постоянной нагрузке.

Принимаем α3 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.

z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 200 / 3 (3,8 + 1) = 28

z6 = z5U3 = 28 3,8 = 106

d5 = m z5 = 3 28 = 84 мм
da5 = d5 + 2m = 84 + 2 3 = 90 мм
dt5 = d5 2,5m = 84 2,5 3 = 76,5 мм

d6 = m z6 = 3 106 = 318 мм
da6 = d6 + 2m = 318 + 2 3 = 324 мм
dt6 = d6 2,5m = 318 2,5 3 = 310,5 мм

b6 = ψва α3 = 0,4 200 = 80 мм
b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

Окружная скорость:

V3 = = = 0,45 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр. 42 [1].
[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71

1. С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин,
Москва, «Машиностроение», 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов Конструирование узлов и деталей машин,
Москва, «Высшая школа», 1998 г.

3. М.Н. Иванов Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

4. А.Е. Шейнблит Курсовое проектирование деталей машин,
Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.