Контрольная работа: Создание высокоэффективных приводов

390/1,5=260

260/5,6=46

Фактического передаточное число:

U=260/46=5,65

Углы делительных конусов:

Шестерни: arctg(1/5,65)=10,04

Колеса: =90-10,04=79,9673.31

Коэффициенты смещения:

Коэффициент радиального смещения для шестерни

=0

Где угол наклона средней линии зуба для колес с прямым зубом

Коэффициент радиального смещения для колеса x2=-x1=-0

Внешнее конусное расстояние:

198,03 мм

2.7 Основные диаметры колес передачи

Диаметры шестерни и колеса передачи

2.7.1 Делительный

de1=me*Z1=1,5*46=69,00 мм

de2=me*Z2=1,5*260=390,00 мм

2.7.2 Вершин зуб:

dae1=d1e+2*(1+X1)*me*cos =69,00 +2*(1+0)*1,5*cos10,04=72,05 мм

dae2=d2e+2*(1+X2)*me*cos = 390,00+2*(1+0)*1.5*cos79,96= 407,21 мм

2.7.3 Впадин зуба:

dfe1=d1e-2*(1.2-X1)*me*cos = 69,00-2*(1.2-0)* 1* cos10,04=65,34 мм

dfe2=d2e-2*(1.2-X2)*me*cos =390,00 -2*(1.2-0)*1* cos79,96=369,35 мм

2.7.4 Средний делительный:

dm1=0.857*d1e=0.857*69,00=59,13 мм

dm2=0.857*d2e=0.857*390,00=334,23 мм

2.8 Проверочный расчет передачи

2.8.1 Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения определяем

462,61 МПа

Контактная прочность обеспечена:H=462,61МПа < []H = 492,27МПа,

недогрузка составляет 7%, что допускается.

2.8.2 Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем:

Эквивалентное число зубьев колес:

Zv1=Z1/ cos=46 / cos10,04=47

Zv2=Z2/ cos=260 / cos 79,96=1491

Коэффициенты формы зуба:

3.47 + (13.2-27.9* ) / 47 = 3,16

3.47 + (13.2-27.9* ) / 1491 = 3,48

Напряжение изгиба для зубьев колеса и шестерни :

2720*5,6*1,12*1,18*3,48*64,09 / 56*1*390,00*0.85=161,2 МПа

161,2*3,16 / 3,48=146,4 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

=161,2 МПа ? 250 МПа; = 146,4? =285 МПа.

Допускается любая недогрузка передачи по напряжениям изгиба.

2.9 Силы в зацеплении

Определяем силы зацеплении по формулам :

Окружная сила:

2000*64,09 / 59,13 = 2168 Н

Радиальная сила на шестерне:

2168*tg20 * cos 10,04 = 777 Н

Осевая сила на шестерне:

2168* tg20*sin 10,04 = 138 Н

Силы на колесе соответственно равны

3. Выбор муфты (быстроходная)

Тр=Кр*Т,

Где Кр - коэффициент режима работы

Т - номинальный вращающий момент, Н*м

Тип машин-Конвейеры ленточные, (Кр=1,25….1,5)

Конвейеры цепные, (Кр=1,5….1,8)

Тр=Кр*Т=1,5*64,07=96,105Н*м

Рисунок 3.1 Муфта упругая

Упругие муфты работают при больших оборотах и сравнительно небольших вращающих моментах, зубчатые муфты наоборот применяют при небольших частотах вращения и большом крутящем моменте.

Упругие муфты компенсируют несоосность валов, смягчают толчки и удары за счёт деформации упругого элемента. Муфта компенсирует радиальное смещение вала до 0,6 мм, угловое смещение до 1' и небольшое осевое смещение вала для проверки прочности рекомендуется поводить расчёт пальца по напряжениям изгиба, а резину по напряжениям смятия.

(3.2)

Таблица3.1 Данные муфты

где lп-длина пальца

D1-диаметр центров пальцев

z- число пальцев

dп- диаметр пальца

Lв- длина втулки

[уcm] и [уи]- допускаемые напряжения смятия и изгиба [уcm]=1,8…2 МПа [уи]=80…90 МПа

= 2*96,105*1000 / 90*6*14*28=0,91 МПа

=10*96,105*28*1000 / 90*6*143 =18,16 МПа

Выбранная муфта МУВП 250-32-38 ГОСТ 21424-75

4. Выбор муфты (тихоходная)

Тр=Кр*Т,

Где Кр - коэффициент режима работы

Т - номинальный вращающий момент, Н*м

Тип машин-Конвейеры ленточные, (Кр=1,25….1,5)

Конвейеры цепные, (Кр=1,5….1,8)

Тр=Кр*Т=1,5*341.14=511.71Н*м

Рисунок 4.1 Муфта упругая

Упругие муфты работают при больших оборотах и сравнительно небольших вращающих моментах, зубчатые муфты наоборот применяют при небольших частотах вращения и большом крутящем моменте.

Упругие муфты компенсируют несоосность валов, смягчают толчки и удары за счёт деформации упругого элемента. Муфта компенсирует радиальное смещение вала до 0,6 мм, угловое смещение до 1' и небольшое осевое смещение вала для проверки прочности рекомендуется поводить расчёт пальца по напряжениям изгиба, а резину по напряжениям смятия.

(4.2)

Таблица3.1 Данные муфты

где lп-длина пальца

D1-диаметр центров пальцев

z- число пальцев

dп- диаметр пальца

Lв- длина втулки

[уcm] и [уи]- допускаемые напряжения смятия и изгиба [уcm]=1,8…2 МПа [уи]=80…90 МПа

= 2*511.71*1000 / 120*8*14*28=2.1 МПа

=10*511.71*28*1000 / 120*8*143 =54.39 МПа

Выбранная муфта МУВП 500-42-42 ГОСТ 21424-75

5. Эскизная компоновка редуктора

Таблица 5.1 - Параметры для эскизной компоновки

5.1 Конструирование валов

5.1.1 Быстроходный вал

d (5.1)

где Т - вращающий момент быстроходного вала, Т=64,09 Н*м

d 27,75мм,.

согласуем с валом двигателя d1= (0,8…1)*dэ=(0,8..1)*38=30,4…38

принимаем d=32 мм

d= d= d+2·t(5.2)

d> d+3·r(5.3)

где d-диаметр ступени под уплотнение, d- диаметр ступени под подшипник, d- диаметр ступени буртика подшипника, t- высота заплечника, r- радиус фаски подшипника; t=3,5 мм, r =2,5 мм.

d= d=32+2·3,5= 39мм, принимаем d= d=40 мм,

d>40+3·2,5=47,5 по ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения: d=48 мм.

Рисунок 5.1 - Вал быстроходный

d> d+ (7…9)·m(5.4)

где m - модуль зацепления;

5.1.2 Тихоходный вал

d (5.5)

где Т - вращающий момент тихоходного вала, Т=341,14 Н*м

d 40,86мм, принимаем d=42 мм.

d= d> d+2·t(5.6)

d> d+3·r(5.7)

d =d(5.8)

где d-диаметр ступени под уплотнение, d- диаметр вала под колесом, d- диаметр ступени под подшипник, d- диаметр ступени буртика подшипника, t- высота заплечника, r- радиус фаски подшипника; t= 3,5 мм, r = 2,5 мм.

d= d> 42+2·3,5=49 мм, принимаем d= d= 50 мм,

d>50+3·2,5= 57,5мм, принимаем d= 58 мм,

d =d=58м.

5.2 Конструирование зубчатых колёс

Рисунок 5.3 - Колесо зубчатое

Таблица 5.2 - Параметры для конструирования зубчатых колес

b2 = lступ - из расчёта передачи

dK - из расчётов валов

da2, df2, d2 - из расчёта передачи

C ? 0,3·b2

S ? 2,5·m + 2 мм, где m - модуль передачи

dст = 1,55·dK

Рисунок 5.4 - Подшипник роликовый радиально-упорный

5.3 Конструирование подшипниковых узлов

Таблица 5.3 - Данные для конструирования подшипников

5.4 Конструирование корпусных деталей

Для установки и крепления подшипников в корпусе применяются приветные крышки. В качестве уплотнений используются манжеты.

Основные размеры крышек:

Для быстроходного вала:

D=90 мм; д=6мм; d=8 мм; z=4; д1=7,2 мм; DФ=122мм; с=8 мм.

Для тихоходного вала:

D=110 мм; д=7 мм; d=10 мм; z=6; д1=8,4 мм; DФ=150 мм; с=10 мм.

6. Расчёт тихоходного вала на прочность

6.1 Расчёт вала на прочность по напряжениям изгиба и кручения

Рисунок 6.1 - Эпюры моментов на тихоходном валу

а =50 мм, b = 115 мм , c =120 мм , l=165 мм- размеры с чертежа;

Ft =2168 Н, Fr = 777 H, Fa=138 H, d= 334,23 мм;

341,14 = 923,5 Н

Плоскость YOZ

= (777*50-138*334,23/2 )/(50+115) =95,69Н

-95,69+777=681,31 Н

Плоскость XOZ

(2168*115-923,5*(50+115+120)) /(115+115) =-938 Н

2168--938-923,5= 2183 Н

2287 Н

943 Н

Определение крутящих моментов

Плоскость YOZ относительно оси Х

0<Z1<50

My1=Rax*Z1=2183*50*0.001=109 Н*м

0<z2<115

Mx2=Rax*(a+z2)-Ft2*z2=2183*(50+115)*0.001-2168*115*0.001=111 Н*м

0<z3<120

Mx3=Fm*z3=923,5 *120 *0.001=111 Н*м

Плоскость XOZ относительно оси Y

MFa2=Fa2*d/2=138*334,23/2=23 Н*м

0<z1<50

My1=Ray*z1=681,31*50*0.001=34 Н*м

0<z2<115

My2=Ray*(a+z2)-Fr*z2-MFa2=681,31 *(50+115)*0.001- 777*115*0.001-23= 0 Н*м

Крутящий момент Мкс=Мкв=Т=341,14 Н*м

114 Н·мм

111 Н·мм

6.2 Расчёт быстроходного вала на прочность

6.2.1 Расчёт вала на прочность по напряжениям изгиба и кручения

Рисунок 6.1 - Эпюры моментов на быстроходном валу

XAZ, представляя его в виде балки на двух опорах - А и В [рис. 1] . Определяем величину изгибающего момента Ми, возникающего в результате действия осевой силы Fa:

где d = 59 мм - диаметр делительной окружности колеса (взят из расчета закрытой передачи)

Рассчитываем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

отсюда:

отсюда:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости XAZ:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости YAZ

Определяем реакции опор в плоскости YAZ:

Поводим проверку:

Рассчитываем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости YAZ:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала (точки 1...5) по формуле

1152 Н

1220 Н

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов

Строим эпюру крутящих моментов Т, определяя по схеме привода нагруженные участки вала

Находим опасное сечение по величине Ми, и Т на эпюрах.

Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Уточняем диаметр вала в опасном сечении зубчатым колесом принимая допускаемое напряжение при изгибе [] = 50 МПа:

6.3 Расчёт тихоходного вала на выносливость

, (6.1)

Материал вала сталь 40X, 40XH, для которой 1600МПа, 1400МПа, 410МПа, 250МПа

Сечение 1 (шпоночная канавка)

Для сечения 1 моменты сопротивления вала при изгибе и кручении с учётом ослабления шпоночной канавкой

Определяем моменты сопротивления:

3,14 *583 / 32 - 18*7*(58-7)2 / 2*58 =16320 мм3 (6.2)

3,14 *583 / 16 - 18*7*(58-7)2 / 2*58 = 35466 мм3 (6.3)

где b- ширина шпоночной канавки

t- высота (по ГОСТу 23360-78)

Находим амплитуды циклов уа , фа и средние составляющие уm , фm циклов напряжений при изгибе и кручении.

Напряжения изгиба:

= 114*1000 /16320 =7 МПа (6.4)

Напряжение кручения

341140 / 2*35466 = 4,8 МПа (6.5)

В сечении 2:

0,1*503=12500 МПа

0,2*503=25000 МПа

Где dп - диаметр под подшипник;

Напряжения изгиба:

=111*1000/12500 =8,88 МПа

Напряжение кручения

341140/2*25000=6,8МПа

Концентрация напряжений в сечении 1 обусловлена шпоночной канавкой для которой

и

Коэффициенты снижение предела выносливости по изгибу для шпоночной канавки:

Коэффициенты снижение предела выносливости по кручению для шпоночной канавки:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения

=144,37/7 =20,62

=81,43 / (4,8 + 0,03*4,8) = 16,96

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 1

13,1 > [S]=2

Сопротивление усталости в сечении 1 обеспечено.

Сечение 2:

Концентрация напряжений в сечении обусловлена натягом от посадки подшипника для которого

4,75

МПа

МПа

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения

=86,32/8,88 = 9,72

=88,34 / (6,8 + 0,03*6,8) = 12,99

Коэффициент запаса усталостной прочности вала в сечении 1

7,78 > [S]=2

Сопротивление усталости в сечении 2 обеспечено

6.4 Расчёт быстроходного вала на выносливость

,

Материал вала-шестерни сталь 45, для которой 600МПа, 320МПа, 320МПа, 210МПа

Сечение 1 (Галтель)

Находим амплитуды циклов уа , фа и средние составляющие уm , фm циклов напряжений при изгибе и кручении.