Циліндричного одноступінчастого редуктора

МІНІСТЕРСТВО АГРАРНОЇ ПОЛІТИКИ ТА ПРОДОВОЛЬСТВА УКРАЇНИ

ТАВРІЙСЬКИЙ ДЕРЖАВНИЙ АГРОТЕХНОЛОГІЧНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

ФАКУЛЬТЕТ інженерії та комп’ютерних технологій

 

 

Кафедра «Технічна механіка»

      

РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

 

для студентів ОКР «Бакалавр»

з напряму 6.100101 «Енергетика та електротехнічні системи в агропромисловому комплексі»

 

денної форми навчання

 

 

Мелітополь, 2012

УДК. 621.81 (075.8)

 

Розрахунок привода. Методичні вказівки до виконання розрахунково – графічної роботи для студентів з напряму підготовки 6.100101 “Енергетика та електротехнічні системи в агропромисловому комплексі” ОКР “Бакалавр” – Таврійський державний агротехнологічний університет, 2012. - 36 с.  

Розробник: ст. викл. Антонова Г.В.

 

Рецензент/и: к.т.н. доцент, зав. каф. «Технічна механіка» Вершков О.О.,

                    к. т. н. доцент каф. ОПХВ Буденко С.Ф.

 

 

Розглянуто та рекомендовано до друку на засіданні кафедри «Технічна механіка»

Протокол № ____ від «____» __________201__ р.

 

 

Затверджено методичною комісією енергетичного факультету

Протокол № ___ від «____»      ____201__ р.

 

 

ЗМІСТ

 

Вступ. 4

1 Кінематичний та силовий розрахунок привода. 5

2 Розрахунок циліндричної прямозубої зубчастої передачі 7

3 Розрахунок клинопасової передачі 14

4 Розрахунок валів. 20

Література. 22

Приклад виконання розрахунково-графічної роботи з прикладної механіки 24

 

ВСТУП

 

Ведуча роль машинобудування серед інших галузей хазяйства розвиненої індустріальної країни визначається тим, що основні виробничі процеси в усіх галузях промисловості, будівництва і сільського господарства виконують машини. Технічний рівень усіх галузей народного хазяйства в значній мірі визначається рівнем розвитку вітчизняного машинобудування.

При виконанні розрахунково-графічної роботи з дисципліни «Прикладна механіка» студент здобуває навички розрахунку основних складових механічного привода у складі електродвигуна, пасової передачі, циліндричної прямозубої зубчастої передачі, а також валів редуктора.

За результатами розрахунків циліндричної прямозубої зубчастої передачі та валів редуктора викреслюється компоновка циліндричного одноступінчастого редуктора, яка і складає графічну частину роботи.

Методичні вказівки можуть бути використані студентами інших спеціальностей, а також при виконанні курсових проектів по іншим дисциплінам та дипломного проекту.

1 КІНЕМАТИЧНИЙ ТА СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу                               Р, кВт;

- кутова швидкість веденого вала                           w, рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна    n_ec, об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де h_п – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, h_п = 0,94…0,96;

h_з – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, h_з = 0,96…0,98;

h_пп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, h_пп = 0,990…0,995;

h_м – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, h_м = 0,98…0,99.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

.

1.3 Вибір електродвигуна

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується вибирати трьохфазні асинхронні двигуни серії 4А, які характеризуються простотою конст-рукції, невеликою вартістю та високою експлуатаційною надійністю (таблиця 1).

Вибирається найближче менше за Р_ед.п значення потужності електродвигуна Р_ед з номінальною частотою обертання n_ен.

Завантаження електродвигуна

.

Електродвигуни даного типу допускають завантаження до 112 %. Якщо ж З > 112 %, то потрібно вибрати двигун більшої потужності.

Таблиця 1 – Потужність та частота обертання електродвигунів закритих з обдувом серії 4А (марка / номінальна частота обертання n_ен, об/хв)

Потужність Pед, кВт	Синхронна частота обертання nec, об/хв
	3000	1500	1000	750
0,75	4A71A2/2840	4A71B4/1390	4A80A6/915	4A90LA8/700
1,1	4A71B2/2810	4A80A4/1420	4A80B6/920	4A90LB8/700
1,5	4A80A2/2850	4A80B4/1415	4A90L6/935	4A100L8/700
2,2	4A80B2/2850	4A90L4/1425	4A100L6/950	4A112MA8/700
3,0	4A90L2/2840	4A100S4/1435	4A112MA6/955	4A112MB8/700
4,0	4A100S2/2880	4A100L4/1430	4A112MB6/950	4A132S8/720
5,5	4A100L2/2880	4A112M4/1445	4A132S6/965	4A132M8/720
7,5	4A112M2/2900	4A132S4/1455	4A132M6/970	4A160S8/720

 

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала, об/хв,

.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

Загальне передаточне число привода є добутком від перемноження передаточних чисел передач, які входять до його складу.

,

де і – передаточне відношення пасової передачі;

u – передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора.

1.5.1 Попереднє передаточне відношення пасової передачі

Бажано приймати попереднє передаточне відношення пасової передачі і¢ = 2…3 (значення і¢ < 2 недоцільні, а і¢ > 3 може привести до збільшення розмірів пасової передачі), але так, щоб передаточне число одноступінчастого циліндричного редуктора входило в рекомендований діапазон u = 2,0…6,3 і не перевищувало граничне значення u_гр = 8,0.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

По таблиці 2 слід прийняти ближче до  стандартне значення u.

 

Таблиця 2 – Стандартні передаточні числа зубчастих передач

1-й ряд	2,00	–	2,50	–	3,15	–	4,00	–	5,00	–	6,30	–	8,00
2-й ряд	–	2,24	–	2,80	–	3,55	–	4,50	–	5,60	–	7,10	–

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

; ; ;

; ; .

Перевірка: n_III = n, w_ІІІ = w.

1.7 Потужність на валах привода

; ; .

Перевірка: Р_І = Р_ед.п.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

; ; .

Результати розрахунків слід представити у вигляді таблиці 3.

 

Таблиця 3 – Кінематичні та силові параметри привода

Вал	Потужність Р, кВт	Кутова швидкість w, рад/с	Частота обертання n, об/хв	Обертаючий момент Т, Н×м
I	РІ	wІ	nІ	ТІ
II	РІІ	wІІ	nІІ	ТІІ
III	РІІІ	wІІІ	nІІІ	ТІІІ

 

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

 

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ

ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі                     Т₂ = Т_ІІІ, Н·м;

- частота обертання колеса                            n₂ = n_ІІІ, об/хв;

- передаточне число передачі                        u;

- строк служби                                                t_p, р;

- число робочих змін                                      К_зм;

- розташування коліс відносно опор             симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

 

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

Основний матеріал для виготовлення зубчастих коліс силових передач – сталі, що піддаються термічній обробці. З’ясовано, що контактна міцність зубів залежить від твердості їх поверхні. Правильний підбір твердості дає змогу одержати мінімальні габарити та масу коліс.

В залежності від твердості стальні зубчасті колеса поділяють на дві основні групи: твердістю £ 350 НВ – зубчасті колеса з термообробкою нормалізація або поліпшення і твердістю > 350 НВ – після загартування (об’ємного, поверхневого) та хіміко-термічної обробки (цементації, азотування, ціанування тощо). Ці групи відрізняються технологією виготовлення, навантажувальною здатністю, здатністю до взаємної припрацьовуваності. Шестерня і колесо у зачепленні можуть бути як з одної групи твердості, так і з різних груп.

У зв’язку із тим, що зуби шестерні навантажуються частіше зубів колеса, твердість матеріалу шестерні повинна бути вищою за твердість матеріалу колеса. Для прямозубих передач рекомендують вибирати твердість матеріалу шестерні на декілька десятків одиниць НВ вищою, чим колеса.

При виконанні розрахунково-графічної роботи рекомендується застосовувати нормалізовані або поліпшені зубчасті колеса, основні механічні характеристики яких приведені в таблиці 4.

Запис характеристик матеріалів зубчастої пари слід проводити у такій послідовності:

- шестерня: сталь (марка), термообробка (вид), s_мц = (значення) МПа, s_т = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ;

- колесо: сталь (марка), термообробка (вид), s_мц = (значення) МПа, s_т = (значення) МПа, середня твердість (значення) НВ.

 

Таблиця 4 – Механічні характеристики деяких нормалізованих та поліпшених сталей

Марка сталі	Діаметр заготовки, мм	Термообробка	Границя міцності sмц, МПа	Границя текучості sт, МПа	Середня твердість, НВ	sН lim, МПа	sF lim, МПа
Сталь 45	до 100	Нормалізація	590	300	194	458	454
	100-300		570	290
	300-500		550	280
	до 90	Поліпшення	800	440	214	498	474
Сталь 50	до 100	Нормалізація	610	330	189	448	449
	100-300		590	300
	300-500		570	280
	до 200	Поліпшення	790	540	266	602	526
Сталь 40Х	до 100	Нормалізація	780	500	207	484	467
	100-200		760	490
	200-300		740	480
	до 120	Поліпшення	930	690	263	597	523

 

2.2 Строк служби передачі

,

де Д_р – число робочих днів у році;

t_зм – тривалість робочої зміни, год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де s_{H lim 2} – базова границя контактної витривалості для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження
N_Н0 = 10⁷, МПа (таблиця 4);

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба: Z_R = 1,0 при шевінгуванні зубів, Z_R = 0,95 при тонкому струганні, фрезеруванні та шліфуванні, Z_R = 0,9 при чистовому фрезеруванні або струганні;

S_H – коефіцієнт запасу міцності, залежить від термообробки: S_H = 1,2 для поверхнево загартованих зубів, S_H = 1,1 об’ємно загартованих зубів, S_H = 1,0 для нормалізованих та поліпшених зубів;

K_HL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність.

Якщо N₂ ³ N_H0, то приймається K_HL = 1.

При N₂ < N_H0

.

Якщо ж K_HL > 2,4, то приймається K_HL = 2,4.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де s_{F lim 2} – базова границя витривалості по напруженням згину для менш міцного матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N_FО = 4×10⁶, МПа (таблиця 4);

K_FC – коефіцієнт реверсивності: K_FC = 1,0 при односторонній роботі зубів, K_FC = 0,7…0,8 при двосторонній роботі;

S_F – коефіцієнт запасу міцності: S_F = 1,7 для поковок і штамповок, S_F = 2,2 для литих заготовок зубчастих коліс;

K_FL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин.

Якщо N₂ ³ N_F0, то приймається K_FL = 1.

При N₂ < N_F0

.

Якщо ж K_FL > 2, то приймається K_FL = 2.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де K_a – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс К_а = 49,5;

К_Нb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, попередньо приймається К_Нb = 1,1…1,3;

y_ba – коефіцієнт ширини колеса, для даних умов роботи y_ba = 0,315.

Отримане значення міжосьової відстані слід округлити до стандартного значення (таблиця 5).

 

Таблиця 5 – Стандартні міжосьові відстані циліндричних зубчастих передач

В міліметрах

1-й ряд	80	100	125	–	160	–	200	–	250	–	315	–	400
2-й ряд	–	–	–	140	–	180	–	225	–	280	–	355	–

 

2.5 Модуль зачеплення

 

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

.

Прийнятий нормальний модуль повинен відповідати стандарту (таблиця 6). Для силових зубчастих передач рекомендують m > 1,5 мм.

Таблиця 6 – Стандартні модулі зачеплення

В міліметрах

1-й ряд	1,5	–	2,0	–	2,5	–	3,0	–	4,0	–	5,0	–	6,0
2-й ряд	–	1,75	–	2,25	–	2,75	–	3,5	–	4,5	–	5,5	–

 

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

Значення модуля рекомендують вибирати так, щоб Z_С було б, по можливості, цілим числом.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Якщо Z₁ < 17, то слід вибрати менше значення модуля.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

; .

2.7.2 Діаметри виступів та западин

; ; ; .

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

;  мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

.

По значенню колової швидкості і призначенню передачі з таблиці 7 приймається ступінь точності передачі. Для підвищення кінематичних показників передачі не рекомендують приймати ступінь точності нижчу за 8-у.

Таблиця 7 – Ступінь точності зубчастих передач

Ступінь точності	Колова швидкість v, м/с	Область застосування
6-а (підвищена точність)	20	Швидкісні передачі, ділильні механізми
7-а (нормальна точність)	12	Передачі при підвищених швидкостях і помірних навантаженнях або навпаки
8-а (понижена точність)	6	Передачі загального машинобудування
9-а (грубі передачі)	3	Тихохідні передачі машин низької точності

 

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові F_t

.

2.9.2 Радіальні F_r

,

де a – кут зачеплення, a = 20° для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де s_Н – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

К_Н – коефіцієнт передачі, для прямозубих коліс К_Н = 320;

К_Нb – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба (таблиця 8);

К_НV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9).

 

Таблиця 8 – Коефіцієнти концентрації навантаження по довжині зуба для циліндричного одноступінчастого редуктора

Коефіцієнт	Коефіцієнт ширини шестерні ybd
	0,4	0,5	0,6	0,7	0,8	0,9	1,0	1,1	1,2	1,3	1,4	1,5	1,6
КНb	1,01	1,01	1,02	1,02	1,03	1,04	1,04	1,05	1,06	1,07	1,08	1,09	1,10
КFb	1,02	1,03	1,04	1,05	1,07	1,08	1,10	1,11	1,13	1,14	1,16	1,18	1,20

 

Таблиця 9 – Коефіцієнти динамічності навантаження для прямозубих нормалізованих та поліпшених коліс

Ступінь точності	КНV					КFV
	Колова швидкість передачі v, м/с
	1	2	3	5	10	1	2	3	5	10
6	1,03	1,06	1,09	1,16	1,32	1,06	1,12	1,19	1,32	1,64
7	1,04	1,08	1,12	1,20	1,40	1,08	1,16	1,24	1,40	1,80
8	1,05	1,10	1,15	1,24	1,48	1,10	1,20	1,30	1,48	1,96
9	1,06	1,11	1,16	1,28	–	1,11	1,22	1,33	1,56	–

 

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

.

Завантаження передачі по контактним напруженням не повинне бути більше 110 %. При З_Н > 110 % слід прийняти більшу стандартну міжосьову відстань a_w у пункті 2.4 і повторити розрахунки.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де s_F2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

К_Fb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин (таблиця 8);

К_FV – коефіцієнт динамічності навантаження (таблиця 9);

Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса (таблиця 10).

 

Таблиця 10 – Коефіцієнт форми зуба циліндричного прямозубого колеса

Число зубів колеса Z2	35	40	50	60	80	100	150	200	¥
КоефіцієнтYF2	3,80	3,77	3,74	3,73	3,74	3,75	3,76	3,77	3,78

 

Для полегшення виконання компоновки редуктора отримані геометричні розміри коліс слід представити у вигляді таблиці 11.

 

Таблиця 11 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Параметр передачі	Шестерня	Колесо
Ділильний діаметр, мм	d1 =	d2 =
Діаметр кола виступів, мм	da1 =	da2 =
Діаметр кола западин, мм	df1 =	df2 =
Ширина зубчастого вінця, мм	b1 =	b2 =

 

Висновок: вибрані матеріали зубчастої пари, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.

3 РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: визначити основні параметри клинопасової передачі.

Вихідні дані:

- потужність на ведучому валу                      Р_І, кВт;

- частота обертання ведучого шківа             n_I, об/хв;

- обертаючий момент на ведучому шківі      Т_І, Н×м;

- передаточне відношення передачі              і.

Рисунок 3 – Розрахункова схема клинопасової передачі

3.1 Вибір перерізу клинового паса

3.1.1 Типорозмір перерізу клинового паса вибирається по графіку, який представлений на рисунку 4, в залежності від потужності, що передається та кутової швидкості ведучого шківа.

Примітка – При потужності Р_І < 2 кВт приймаються паси перерізу О.

Рисунок 4 – Вибір типорозміру клинового паса

3.2 Геометричні розрахунки передачі

3.2.1 Розрахунковий діаметр ведучого шківа

.

3.2.2 Розрахунковий діаметр веденого шківа

.

Слід прийняти найближче стандартне значення діаметрів шківів із наступного ряду: 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000 мм.

3.2.3 Фактичне передаточне відношення

,

де x – коефіцієнт пружного ковзання, x = 0,01…0,02.

Відхилення передаточного відношення від заданого

.

При відхиленні понад ± 5 % від заданого передаточного відношення слід вибрати інше стандартне значення діаметра веденого шківа і, якщо відхилення не зменшилось, то прийняти нестандартне значення діаметра.

3.2.4 Попередня міжосьова відстань

,

де К_а – коефіцієнт міжосьової відстані (таблиця 12).

 

Таблиця 12 – Значення коефіцієнта міжосьової відстані

Передаточне відношення іф	1	2	3	4
Коефіцієнт Ка	1,5	1,2	1,0	0,95

 

3.2.5 Розрахункова довжини паса

,

де ; .

Слід прийняти найближче стандартне значення довжини пасів із наступного ряду: 400 (425) 450 (475) 500 (530) 560 (600) 630 (670) 710 (750) 800 (850) 900 (950) 1000 (1060) 1120 (1180) 1250 (1320) 1400 (1500) 1600 (1700) 1800 (1900) 2000 (2120) 2240 (2360) 2500 мм.

За необхідності можуть бути використані розрахункові довжини пасів, які приведені в дужках.

3.2.6 Фактична міжосьова відстань

.                   (1)

3.2.7 Кут обхвату ведучого шківа

.

3.3 Визначення числа пасів в передачі

3.3.1 Номінальна потужність, яка передається одним пасом

Номінальна потужність, яка передається одним пасом залежить від типорозміру перерізу паса, частоти обертання, діаметра ведучого шківа і передаточного відношення передачі.

По рисункам 5–7 визначаються номінальні потужності, які передаються одним пасом базової довжини, при спокійному навантаженні, роботі в одну зміну та передаточному відношенні і = 1.

Рисунок 5 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу О від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 1320 мм та і = 1

Рисунок 6 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу А від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 1700 мм та і = 1

Рисунок 7 – Залежності номінальної потужності, що передається одним пасом перерізу Б від частоти обертання ведучого шківа при різних діаметрах ведучого шківа, L_p = 2240 мм та і = 1

3.3.2 Розрахункова потужність, яка передається одним пасом

,

де С_a – коефіцієнт кута обхвату (рисунок 8);

С_L – коефіцієнт довжини паса (рисунок 9);

С_і – коефіцієнт передаточного відношення (рисунок 10);

С_р – коефіцієнт режиму роботи, С_р = 1,1…1,3.

Рисунок 8 – Залежність коефіцієнту С_a від кута обхвату ведучого шківа

 

Рисунок 9 – Залежність коефіцієнту С_L від довжини паса

Рисунок 10 – Залежність коефіцієнту С_і від передаточного відношення

 

3.3.3 Попереднє число пасів

.

3.3.4 Число пасів з урахуванням нерівномірності навантаження пасів комплекту

,

де C_Z – коефіцієнт числа пасів у комплекті (таблиця 13).

 

Таблиця 13 – Значення коефіцієнта числа пасів

Число пасів у комплекті	1	2…3	4…6	більше 6
Коефіцієнт CZ	1	0,95	0,90	0,85

 

Розрахункове число пасів слід округлити до цілого числа пасів Z.

3.3.5 Завантаження пасів передачі

.

Допускається завантаження пасів до 115 %.

3.4 Діапазон регулювання міжосьової відстані

Для компенсації відхилень номінальної довжини паса, його подовження під час експлуатації, а також для зручності монтажу нових пасів, у передачі слід передбачити регулювання міжосьової відстані.

 

Найменше значення міжосьової відстані встановлюється в залежності від довжини паса і повинне відповідати розрахунковій довжині, яку зменшено на 2 % при L_p < 2 м або на 1 % при L_p > 2 м, тобто

L_{p min} = 0,98×L_p при L_p £ 2000 мм;

L_{p min} = 0,99×L_p при L_p > 2000 мм.

Найбільше значення міжосьової відстані встановлюється із розрахунку довжини паса, яку збільшено на 5,5 %, тобто

L_{p max} = 1,055×L_p.

По формулі (1) визначається значення максимальної і мінімальної міжосьової відстані, які відповідають максимальному і мінімальному значенню розрахункової довжини паса, а діапазон регулювання міжосьової відстані буде дорівнювати

.

Натяжний пристрій передачі повинен забезпечити діапазон регулювання не менш ніж Dа.

Висновок: визначені основні параметри клинопасової передачі.

 

4 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

4.1 Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- обертаючі моменти на валах: Т_ІІ, Н×м;

Т_ІІІ, Н×м.

Орієнтовний розрахунок виконують умовно тільки на кручення, а вплив на міцність вала згину, концентрації напружень і характеру навантаження компенсують зниженням значення допустимого напруження на кручення.

Діаметри валів

,

де Т_i – обертаючий момент на валу, Н×м;

[t]_кр – допустимі напруження кручення, [t]_кр = 15…25 МПа.

В редукторах вали встановлюють на підшипниках кочення. Тому одержані діаметри валів треба погодити з діаметром внутрішнього кільця підшипника.

Для встановлення валів редуктора попередньо приймаються підшипники кулькові однорядні радіальні легкої серії зовнішніх діаметрів по ГОСТ 8338–75. Основні розміри підшипника зображено на рисунку 11, їх чисельні значення приведені в таблиці 14.

Рисунок 11 – Спрощене зображення підшипника

Таблиця 14 – Розміри підшипників кулькових радіальних однорядних В міліметрах Номер підшипника d D B dr, min 204 20 47 14 25 205 25 52 15 30 206 30 62 16 35 207 35 72 17 42 208 40 80 18 47 209 45 85 19 52 210 50 90 20 57 211 55 100 21 62 212 60 110 22 67 213 65 120 23 72 214 70 125 24 77 215 75 130 25 82 216 80 140 26 90

 

Форма валу по довжині визначається розподілом навантаження і умовами технології виготовлення і збірки. По умові міцності допустимо і доцільно конструювати вали перемінного перетину, що наближаються до тіл рівного опору. Практично вали виконують ступінчастими (рисунок 12). Ця форма зручна у виготовленні і складанні, а уступи валів можуть сприймати велику осьову силу.

Рисунок 12 – Основні розміри вала

Приймаємо діаметри ведучого вала:

- під підшипниками d_пІІ = d_ІІ;

- під шківом клинопасової передачі d_шк = d_пІІ – 3 мм;

- під шестернею d_ш = d_rІІ.

Приймаємо діаметри веденого вала:

- під підшипниками d_пІІІ = d_ІІІ;

- під півмуфтою d_м = d_ІІІ – 5 мм;

- під колесом d_к = d_rІІІ.

 

 

4.2 Ескізне компонування редуктора

Ескізна компоновка редуктора виконується з метою визначення розмірів валів по довжині. При виконанні ескізної компоновки вали зображаються як гладкі стержні. Ескізна компоновка виконується на міліметровому папері бажано в масштабі 1:1 (при комп’ютерному виконанні – на офісному папері формату А4 у будь-якому стандартному масштабі) олівцем в контурних лініях і повинна містити ескізне зображення редуктора і основний надпис.

 

Алгоритм компонування

циліндричного одноступінчастого редуктора

1) Вибрати масштаб і намітити розташування компоновки (рисунок 13).

2) Провести осьові лінії валів на відстані a_w одна від одної.

3) Побудувати циліндричну зубчасту передачу у відповідності з розмірами, які було от­римано при розрахунку зубчастих передач (таблиця 12).

4) На відстані 10 мм від торців шестерні і кіл виступів зубчастих коліс провести контур внутрішньої поверхні корпусу редуктора.

5) Розташувати підшипники так, щоб торцем вони знаходилися на внутрішній поверхні корпусу, а їх вісь співпадала з віссю валів. Розміри підшипників були визначені при орієнтовному розрахунку валів.

6) Викреслити вали діаметрами d_i, які були визначені при орієнтовному розрахунку валів. Довжина ділянок валів: f₁ = 3d₁; f₂ = 2,5d₂.

 

Висновок: визначені розміри валів і виконана ескізна компоновка редуктора.

 

ЛІТЕРАТУРА

1 Аблогін М.М. Кінематичний та силовий розрахунок приводу: Метод. посібник / М.М. Аблогін, С.Ф. Буденко;  ТДАТУ. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2007. – 20 с.

2 Буденко С.Ф. Розрахунок зубчастих циліндричних передач: Метод. посібник / С.Ф. Буденко; ТДАТА. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2003. – 23 с.

3 Аблогін М.М. Розрахунок клинопасової передачі: Метод. посібник / М.М. Аблогін, С.Ф. Буденко; ТДАТА. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2003. – 23 с.

4 Аблогін М.М. Розрахунок валів редукторів: Метод. вказівки / М.М. Аблогін, О.С. Ковязин; ТДАТУ. Каф. Деталі машин. – Мелітополь, 2007. – 38 с.

 

Рисунок 13 – Схема компоновки циліндричного одноступінчастого

редуктора

 

Приклад виконання

розрахунково-графічної роботи

з прикладної механіки

Міністерство аграрної політики України

Таврійський державний агротехнологічний університет

Факультет інженерії та комп’ютерних технологій

 

Шифр 06-112

 

 

Кафедра «Технічна механіка»

 

Розрахунково-графічна робота

З інженерної механіки

 

Розробив                                    студент групи 21Е Петров О.І.

 

Перевірив                                                              Антонова Г.В.

 

2012

1 КІНЕМАТИЧНИЙ ТА СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Задача розрахунку: визначити загальний ККД привода, вибрати електродвигун, вичислити загальне передаточне число привода і провести розподіл його по ступеням; розрахувати основні швидкісні та силові параметри на валах привода.

Вихідні дані:

- потужність на веденому валу                      Р = 4,0 кВт;

- кутова швидкість веденого вала                  w = 8,0 рад/с;

- синхронна частота обертання електродвигуна n_ec = 1000 об/хв.

Рисунок 1 – Кінематична схема привода

1.1 Загальний коефіцієнт корисної дії привода

де h_п – коефіцієнт корисної дії пасової передачі, приймаємо h_п = 0,96;

h_з – коефіцієнт корисної дії циліндричної зубчастої передачі, приймаємо h_з = 0,98;

h_пп – коефіцієнт корисної дії пари підшипників, приймаємо h_пп = 0,99;

h_м – коефіцієнт корисної дії з’єднувальної муфти, приймаємо h_м = 0,98.

.

1.2 Потужність, яка потрібна на привод транспортера

 кВт.

1.3 Вибір електродвигуна

Вибираємо електродвигун 4А112МВ6 з потужністю Р_ед = 4 кВт і номінальною частотою обертання n_ен = 950 об/хв.

Завантаження електродвигуна

 %.

1.4 Загальне передаточне число привода

,

де n – частота обертання веденого вала,

 об/хв.

1.5 Розподіл загального передаточного числа по ступеням привода

1.5.1 Приймаємо попереднє передаточне відношення пасової передачі і¢ = 2.

1.5.2 Попереднє передаточне число редуктора

.

Приймаємо u = 6,3.

1.5.3 Передаточне відношення пасової передачі

.

1.6 Частота обертання та кутова швидкість валів привода

 об/хв;  рад/с;

об/хв;  рад/с;  об/хв;  рад/с.

1.7 Потужність на валах привода

 кВт;  кВт;

 кВт.

1.8 Обертаючі моменти на валах привода

 Н×м;  Н×м;

 Н×м.

Результати розрахунків зводимо у таблицю 1.

 

Таблиця 1 – Кінематичні та силові параметри привода

Вал	Потужність Р, кВт	Кутова швидкість w, рад/с	Частота обертання n, об/хв	Обертаючий момент Т, Н×м
I	4,43	99,5	950	44,5
II	4,21	50,4	481	83,5
III	4,00	8,00	76,4	500

 

Висновок: визначені основні силові та кінематичні параметри привода.

2 РОЗРАХУНОК ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: вибрати матеріали для зубчастих коліс; визначити основні геометричні та кінематичні параметри передач; вичислити зусилля в зачепленні; перевірити передачу по напруженнях згину.

Вихідні дані:

- момент обертаючий на колесі                     Т₂ = 500 Н·м;

- частота обертання колеса                            n₂ = 76,4, об/хв;

- передаточне число передачі                        u = 6,3;

- строк служби                                                t_p = 4 р;

- число робочих змін                                      К_зм = 2;

- розташування коліс відносно опор             симетричне.

Рисунок 2 – Схема зубчастої передачі

 

2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс

- шестерня: сталь 50, термообробка поліпшення, s_мц = 790 МПа, s_т = 540 МПа, середня твердість 266 НВ;

- колесо: сталь 45, термообробка нормалізація, s_мц = 550 МПа, s_т = 280 МПа, середня твердість 194 НВ.

2.2 Строк служби передачі

,

де Д_р – число робочих днів у році, приймаємо Д_р = 250;

t_зм – тривалість робочої зміни, приймаємо t_зм = 8 год,

 год.

Число циклів навантаження зубів колеса

.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

2.3.1 Допустимі контактні напруження при розрахунку на втому

,

де s_{H lim 2} – базова границя контактної витривалості при базовому числі циклів навантаження N_Н0 = 10⁷, s_{H lim 2} = 458 МПа;

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість поверхні зуба, при чистовому фрезеруванні або струганні Z_R = 0,9 ;

S_H – коефіцієнт запасу міцності, для нормалізованих та поліпшених зубів S_H = 1,0;

K_HL – коефіцієнт довговічності передачі при розрахунку на контактну міцність, оскільки N₂ > N_H0, то  K_HL = 1.

 МПа.

2.3.2 Допустимі напруження згину

,

де s_{F lim 2} – базова границя витривалості по напруженням згину для матеріалу колеса при базовому числі циклів навантаження N_FО = 4×10⁶, s_{F lim 2} = 454 МПа;

K_FC – коефіцієнт реверсивності, при односторонній роботі зубів K_FC = 1,0;

S_F – коефіцієнт запасу міцності, для поковок і штамповок S_F = 1,7;

K_FL – коефіцієнт довговічності при розрахунку на згин, оскільки N₂ > N_F0, то  K_FL = 1

 МПа.

2.4 Міжосьова відстань передачі із умови контактної міцності

,

де K_a – коефіцієнт міжосьової відстані, для прямозубих сталевих коліс К_а = 49,5;

К_Нb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба, приймаємо К_Нb = 1,2;

y_ba – коефіцієнт ширини колеса, y_ba = 0,315.

 мм.

Приймаємо a_w = 250 мм.

2.5 Модуль зачеплення

Для силових передач рекомендують приймати нормальний модуль із діапазону

 мм.

Приймаємо m = 4 мм.

2.6 Визначення числа зубів

2.6.1 Сумарне число зубів шестерні та колеса

.

2.6.2 Число зубів шестерні

.

Приймаємо Z₁ = 17.

2.6.3 Число зубів колеса

.

2.6.4 Фактичне передаточне число зубчастої передачі

.

2.7 Геометричні розміри зубчастих коліс

2.7.1 Ділильні діаметри

 мм;  мм.

2.7.2 Діаметри виступів та западин

 мм;  мм;

 мм;  мм.

2.7.3 Ширина колеса і шестерні

 мм.

Приймаємо b₂ = 79 мм.

 мм.

Приймаємо b₁ = 82 мм.

2.7.4 Коефіцієнт ширини шестерні

.

2.8 Колова швидкість передачі, м/с

 м/с.

Для підвищення кінематичних показників передачі приймаємо 8-у ступінь точності.

2.9 Зусилля в зачепленні

2.9.1 Колові F_t

 Н.

2.9.2 Радіальні F_r

 Н,

де a – кут зачеплення, a = 20° для стандартних зачеплень.

2.10.1 Перевірка передачі по контактним напруженням

Умова контактної міцності

,

де s_Н – контактні напруження, що діють у зачепленні, МПа;

К_Н – коефіцієнт, для прямозубих коліс К_Н = 320;

К_Нb – уточнене значення коефіцієнта концентрації навантаження по довжині зуба, К_Нb = 1,05;

К_НV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_НV = 1,09.

 МПа

2.10.2 Завантаження передачі по контактним напруженням

 %.

2.11 Перевірка зубів колеса на згин

Умова міцності зубів колеса на згин

,

де s_F2 – напруження згину, що діють у поперечному перерізі зуба колеса;

К_Fb – коефіцієнт концентрації навантаження по довжині зуба при розрахунку на згин, К_Fb = 1,12;

К_FV – коефіцієнт динамічності навантаження, К_FV = 1,17;

Y_F2 – коефіцієнт форми зуба колеса, Y_F2 = 3,75.

 МПа.

Геометричні розміри коліс зводимо у таблицю 2.

 

Таблиця 2 – Геометричні розміри зубчастої передачі

Параметр передачі	Шестерня	Колесо
Ділильний діаметр, мм	d1 = 68,00	d2 = 432,00
Діаметр кола виступів, мм	da1 = 76,00	da2 = 440,00
Діаметр кола западин, мм	df1 = 58,00	df2 = 422,00
Ширина зубчастого вінця, мм	b1 = 82	b2 = 79

 

Висновок: обрані матеріали для виготовлення зубчатої циліндричної передачі, отримані геометричні розміри коліс, які відповідають вимогам міцності.

3 РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Задача розрахунку: Визначити основні параметри клинопасової передачі.

Вихідні дані:

- потужність на ведучому валу                      Р_І = 4,43 кВт;

- частота обертання ведучого шківа             n_I = 950 об/хв;

- обертаючий момент на ведучому шківі      Т_І = 44,5 Н×м;

- передаточне відношення передачі              і = 1,97.

Рисунок 3 – Розрахункова схема клинопасової передачі

3.1 Вибір перерізу клинового паса та діаметра ведучого шківа

3.1.1 Вибираємо пас перерізу Б.

3.1.2 Розрахунковий діаметр меншого шківа

 мм.

3.2 Геометричні розрахунки передачі

3.2.1 Розрахунковий діаметр веденого шківа

 мм.

Приймаємо d_р1 = 180 мм, d_р2 = 355 мм.

3.2.2 Фактичне передаточне відношення

,

де x – коефіцієнт пружного ковзання, приймаємо x = 0,015.

.

Відхилення передаточного відношення від заданого

 %.

3.2.3 Попередня міжосьова відстань

,

де К_а – коефіцієнт міжосьової відстані К_а = 1,2.

 мм.

3.2.4 Розрахункова довжини паса

,

де  мм;

 мм².

 мм.

Приймаємо L_p = 1700 мм.

3.2.5 Фактична міжосьова відстань

 мм.

3.2.6 Кут обхвату меншого шківа

.

3.3 Визначення числа пасів в передачі

3.3.1 Номінальна потужність, яка передається одним пасом

При d_p1 = 180 мм та n_I = 950 об/хв Р_ОН = 3,25 кВт.

3.3.2 Розрахункова потужність, яка передається одним пасом

,

де С_a – коефіцієнт кута обхвату, С_a = 0,94;

С_L – коефіцієнт довжини паса, С_L = 0,94;

С_і – коефіцієнт передаточного відношення, С_і = 1,12;

С_р – коефіцієнт режиму роботи, приймаємо С_р = 1,2.

 кВт.

3.3.3 Попереднє число пасів

.

 

3.3.4 Число пасів з урахуванням нерівномірності навантаження пасів комплекту

,

де C_Z – коефіцієнт числа пасів у комплекті, C_Z = 0,95.

.

Приймаємо Z = 2.

3.3.5 Завантаження пасів передачі

 %.

3.4 Діапазон регулювання міжосьової відстані

Оскільки L_p < 2 м, то мінімальне значення розрахункової довжини паса

L_{p min} = 0,98×L_p = 0,98×1700 = 1666,0 мм.

Максимальне значення розрахункової довжини паса

L_{p max} = 1,055×L_p = 1,055×1700 = 1785 мм.

Визначимо значення максимальної і мінімальної міжосьової відстані

 мм;

 мм.

 Діапазон регулювання міжосьової відстані

 мм.

Висновок: визначені основні параметри клинопасової передачі привода стрічкового транспортера.

 

4 РОЗРАХУНОК ВАЛІВ

Задача розрахунку: визначити лінійні і діаметральні розміри валів.

4.1 Орієнтовний розрахунок валів

Вихідні дані:

- обертаючі моменти на валах: Т_ІІ = 83,5 Н×м;

Т_ІІІ = 500 Н×м.

Діаметри валів

,

де Т_i – обертаючий момент на валу, Н×м;

[t]_кр – допустимі напруження кручення, приймаємо [t]_кр = 20 МПа.

 мм;  мм.

Приймаємо d_II = 30 мм, d_III = 45 мм.

Приймаємо для встановлення ведучого вала підшипник № 206: d_II = 30 мм; D_II = 62 мм; B_II = 16 мм; d_rII = 35 мм.

Приймаємо для встановлення веденого вала підшипник № 209: d_IІI = 45 мм; D_IІI = 85 мм; B_IІI = 19 мм; d_rIІІ = 52 мм.

Приймаємо діаметри ведучого вала:

- під підшипниками d_пІІ = d_ІІ = 30 мм;

- під шківом клинопасової передачі d_шк = d_пІІ – 3 = 30 – 3 = 27 мм;

- під шестернею d_ш = d_rІІ = 35 мм;

Приймаємо діаметри веденого вала:

- під підшипниками d_пІІІ = d_ІІІ = 45 мм;

- під півмуфтою d_м = d_ІІІ – 5 = 45 – 5 = 40 мм;

- під колесом d_к = d_rІІІ = 52 мм.

4.2 Ескізне компонування редуктора

Виконуємо ескізну компоновку за розмірами, які були отримані при розрахунку передач, а також орієнтовно визначених розмірах валів і підшипників.

 

Висновок: визначені розміри валів і виконана ескізна компоновка редуктора.

---

Дата добавления: 2020-12-12; просмотров: 125; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!