Детали машин. Конический редуктор
Содержание
Техническое задание
1.Кинематический и силовой
2.Подбор и расчёт муфты
2.1.Муфта упругая втулочно-
2.2. Втулка и палец
3. Расчет передачи конического редуктора
4.Расчёт цилиндрической передачи
Список литературы
1.Кинематический и силовой расчёт привода
1.1.Определяем мощность на валу конвейера.
, где
- тяговое усилие ленты,кН;
-скорость ленты,кН;
=4,8*0,4 =1,92
1.2.Определяем частоту
= = 30,6
1.3. Определяем общее передаточное отношение привода
Iп.р=iкп*iц.п
где
Iп.р- передаточное отношение привода,
Iкп- передаточное отношение конической передачи,
iц.п -передаточное отношение цилиндрической
передачи [ 1,с.
7]
Iп.р=
Где: nдв –частота вращение вала двигателя,
n к –частота вращения вала конвейера,
Iп.р==23,17
i.пр=
iкр =6
iц.п ==3,86
1.4. Определение общего КПД привода
Про ηп,р= ηм* ηкр* ηцп * η3 п.о
Где:
ηп,р - КПД привода,
ηкр - КПД конического редуктора,
ηц.п-КПД цилиндрической передачи,
ηм-КПД муфты,
η п.о – КПД подшипников качения.
ηкр = 0,96
ηцп= 0,97
ηм = 0,98
η п.о =0,99
ηп,р=0,98*0,96*0,97*=0,885
1.5.Определяем затраченную мощность двигателя.
Pзатр =
Где
Pзатр – затраченная мощность
Рк –мощность на приводном валу ленточного конвейера
Pзатр ==2,2 [кВт]
1.6. Выбираем марку двигателя
Двигатель АИР – 112МА8
Pдв =2,2[кВт]
ηдв.асинхр =709[мин-1]
Dдв =32[мин-1]
1.7.Определим мощность на валах привода
Р1= Рдв
P2 = ηм* η п.о
P3 = P2 * ηкр * η п.о
P4 = P3* ηцп* η п.о
Р1= 2,2 [кВт]
P2 = 2,2*0,98*0,99=2,134 [кВт]
P3 = 2,134*0,96*0,99=2,03[кВт]
P4 = 2,03*0,97*0,99=1,95[кВт]
1.8. Определяем частоту вращения валов двигателя.
n1= nдв.асинх
n2= n1
n3=
n4=
n1 –частота вращения на первом валу привода, мин-1
n2-частота вращения на втором валу привода, мин-1
n3- частота вращения на третьем валу привода, мин-1
n4 –частота вращения на четвёртом валу привода, мин-1
n1= 709 [мин-1]
n2= 709[ мин-1]
n3= 709/6=118,17[ мин-1]
n4=118,17/3,86= 30,61 [мин-1]
1.9.Определение вращающего момента валов привода
Ti =9550
где
Pi – мощность на i-ом валу привода, кВт;
ηi –частота вращения i-ого вала привода, мин-1
Т1 =9550 =29,63 Н*м
Т2 =9550=28,74Н*м
Т3 =9550=164,06 Н*м
Т4=9550=608,38 Н*м.
1.10.Определяем диаметры валов привода
d1=dдв [1.с. ]
dдв –диаметр вала двигателя. d1=28мм,
di =
di- диаметр i-ого вала привода, мм;
[τ]-допускаемое касательное напряжение;
[τ]=15…20мПа,
d2 = =21,24мм;
d3 = = 37,96мм;
d4 = = 58,75 мм;
Принимаем диаметры валов по ГОСТ 6636-69
d2 =22 мм, [1.c.452]
d3 =38 мм, [1.c.452]
d4 =60 мм, [1.c.452]
Муфты упругие втулочно-пальцевые (МУВП), получили широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако, их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединение несоосных валов достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом резиновые втулки быстро разрушаются. Так как муфты данного типа обладают большой радиальной и угловой жесткостью, их применение целесообразно при установке соединяемых узлов на плитах большой жесткостью.
Исходные данные:
d1 =32 мм;
Т1 =29,63 Н*м
2.1.Определяем вращающий
,
где К=1,1…1,3 - коэффициент запаса. [4,c.349]
Н*м
Выбираем муфту так, чтобы
2.2. Муфта упругая втулочно-пальцевая ГОСТ 21425-93
Номинальный крутящий момент
250
d1 =32 мм
=6
2.3.Выполняем проверочный
[], где
-вращающий момент
-диаметр пальца
-длина упругого элемента
-диаметр на котором расположен упругий элемент
[]-допустимое значение напряжения на сжатие резиновых втулок
=D-(1,5…1,6)* d0
-диаметр отверстий под упругую втулку
D= 140 мм [4,с.22]
=140-(1,5*28)=98 мм
=14
=28
[]= 2Мпа
= =0,3Мпа[]
2.4.Выполним проверочный
≤ []
Где
С- зазор между полумуфтами С= 4 мм [1.c.350]
= 0,5*
-предел текучести.
=200Мпа
=100Мпа
==8,15Мпа
3.Расчет передачи конического редуктора
Исходные данные:
Шестерня
=104,55 Н*м
=2,0691 кВт
=189
U= 6
3.1. Выбираем марку материала шестерни и колеса. [3,с.170]
По таблице 8.8 выбираем легированную сталь 40Х,назначаем термообработку-улучшение.
Колесо: HB= 240 МПа
Шестерня: HRC=55МПа
3.2. Определяем допускаемые
Допускаемые контактные напряжения:
=17*HRC+200,
=17*55 +200 = 1135 МПа
=2*HB + 70,
=2*250 + 70 = 550 МПа
[]=(/)*,
Где – предел выносливости
-коэффициент безопасности = 1,1 [3,с.176]
-коэффициент долговечности = 1 [3,с.176]
=(/)*
=(1135/1,1)*1 = 1031,82 МПа
=(/)*
=(550/1,1)*1
Допускаемые напряжения изгиба:
=(/)** ,
Где - предел выносливости по напряжениям изгиба [3, с.176]
– коэффициент
безопасности
– коэффициент,
учитывающий влияние
Для нереверсивной передачи = 1.
– коэффициент долговечности = 1.
= 550 МПа
= 1,8 * HB ,
= 1,8 * 240 = 432 МПа
= (550/1,75)*1*1 = 314,28 МПа
= (432/1,75)*1*1 = 236,86 МПа
3.3. Определяем делительный
=2.9* , где
- приведенный модуль упругости
=(2**)/(+ ) , где
, -модули упругости материала шестерни и колеса.
Для сталей = = 2,1* МПа
= 2,1* МПа
- крутящий момент на валу колеса
- коэффициент
концентрации нагрузки
=1,05
– опытный
коэффициент
=2.9* = 291,1 мм
3.4. Определяем внешнее конусное расстояние.
= 0,5 *
= 0,5 * 291.1 = 157,2 мм
3.5. Определяем ширину зубчатого колеса.
b=* , где
=0,285 [3, с. 130]
b= 157,2*0,285 = 44,8 мм
3.6. Определяем углы делительных конусов.
tg= U
= 90 -
= arctg6 =80°53’
=90 - 80°53’ = 9°47’
3.7. Определяем внешний и средний диметры шестерни.
=
= = 48,52 мм
=
= = 41,6 мм
3.8. Определяем внешний окружной модуль , число зубьев шестерни и колеса.
= 1,6*
,где
– угловое число зубьев, график 8.36 [3, с. 166]
= 15
=1,6 * 15 =24.
= * U
= 24*6 = 144
=
= = 1,7
- окружной модуль
принимаем стандартный по
= 2 мм.
3.9. Уточняем геометрические
Углы делительных конусов:
= arctg
= arctg = arctg 6 =80°53’
= 90 - = 90 - 80°53’ = 9°47’
Делительные параметры во внешнем торцевом сечении:
= *
= 2*24 = 48 мм
= *
= 2* 144 = 288 мм
Делительные параметры в среднем торцевом сечении:
= - b* sin
= 48 – 44,8 * sin 9°47’ = 40,61 мм
= - b* sin
= 288 – 44,8 * sin 80°53’ = 243,83 мм
Внешнее конусное расстояние:
=
= = 145,45 мм
Модуль в среднем торцевом сечении:
=
= = 1,69 мм
3.10. Выполняем проверочный расчет на прочность по контактным напряжениям.
= 1,8* , где
- крутящий момент на валу шестерни
- коэффициент расчетной нагрузки
= *
,
– коэффициент концентрации нагрузки (найден ранее)
– коэффициент динамической нагрузки [3, с. 131]
V =
V = = 1,51
Степень точности зубчатых колес – пониженной точности (9) [3, с. 119]
= 1,06
= 1,06 * 1,04 = 1,1
= 1,8* 481,83 МПа.
3.11. Выполняем проверочный расчет на прочность по напряжениям изгиба.
- безразмерный коэффициент, зависит от формы зуба [3, с. 140]
В зависимости от и находят для шестерни и колеса ,при Х=0.
= 3,98 = 3,75
=(550/3,98) = 138,19 = (432/3,75) = 115,2
- значит выполняем расчет по колесу.
=
= = 24,2
=
= = 900
и - эквивалентное число зубьев.
= , где
- опытный коэффициент, = 0,85 [3, с. 129]
- модуль в среднем торцевом сечении, = 1,69 мм
- тангенциальная сила
- коэффициент расчетной нагрузки
= * , где
- коэффициент концентрации нагрузки [3, с. 130]
= 1+1,5( - 1)
= 1+1,5(1,04- 1) = 1,06
- коэффициент динамической нагрузки [3, с. 131]
= 1,11
= 1,06*1,11 = 1,1766
= = 94,61
3.12. Определим силы, действующие в конической передаче
Тангенциальная сила
=
= = 1,42* Н
Нормальная сила
=
= = 1,47 * Н
Радиальная сила
= * tg α * cos
= 1380 * 0,364 * 0,986 = 495,29 Н
Осевая сила
= * tg α * sin
= 1380 * 0,364 * 0,165 = 82,88 Н
4.Расчёт открытой цилиндрической передачи.
Исходные данные:
P1 =2,03 кВт
n1=118,17 мин-1
Т1=164,06 Н*м
3.1 Выбираем материал шестерни и колеса
Шестерня- сталь 40х [2.с.163, табл.8.8]
Назначаем термообработку улучшения
HB1=HB2+15…20=260
Колесо- сталь 40х [2.с.163, табл 8.8]
Назначаем термообработку улучшения
HB2=240
3.2. Определяем допускаемые напряжения
3.2.1. Допускаемое контактное напряжение
[σH]=*KHL
где, KHL=1 – коэффициент долговечности
σH0 – предел контактной выносливости [2.с.163, табл 8.9]
σH0 =2НB+70
σH1 = 2*250+70=570
σH2 =2*230+70=530
SH =1,1 – коэффициент безопасности [2.c.177]
[σH1 ] =*KHL ==518,18 мПа
[σH2]=*KHL ==481,81 мПа
3.2.2. Допускаемое напряжение изгиба
[σf]= * KFL* KFC
где KFL=1 – коэффициент долговечности,
KFC =1-коэффициент,учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (передача в данном случае червячная)
SF=1,75- коэффициент безопасности [2.с.163, табл 8.9]
σF0 =1,8 HB – предел
выносливости
σF01=1,8*250=450 мПа
σF02=1,8*240=414 мПа
[σF1]= * KFL* KFC =257,14 мПа
[σF2]= * KFL* KFC =236,57 мПа
3.3.Определяем межосевое расстояние передачи
=0,85 (u+1)
где u- передаточное отношение =3,86,
Епр- приведенный модуль упругости материала контактируемой поверхности
Епр==2*105 мПа
Т2-вращающий момент на колесе, Т2=350,36 Нм
КНВ- коэффициент концентрации нагрузки по длине зуба [2.с.136, рис.8.15]
Ψва-коэффициент
ширины колеса относительно межосевого
расстояния [2.с.143, табл.8.4]
Ψвd- коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра
Ψвd=0,5 Ψва (u+1)
Ψвd=0,1*,4*86=0,49
КНВ=1,25
=0,85 (3,86+1) =253,39 мм
Межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения из 1-ого ряда по ГОСТ 2185*66 [2.с.143]
=260 мм
3.5. Определяем ширину колеса
= Ψва
=0,2*200=40 мм
3.6. Определяем модуль передачи
=
ψm=30…20 – для закрытой передачи ψm=15 [2.с.144.табл.8.5]
==2,67 мм=3
3.7. Определяем суммарное число зубьев, число зубьев шестерни и колеса
==
Z1==
Z2 =- Z1 =174-36=138
3.8. Определяем делительные диаметры (d1 , d2), диаметры выступов
(da1 ,da2), диаметры впадин (df1, df2), шестерни и колеса
d1= m* z1=3*36=108 мм
d2= m* z2=3*138=414 мм
da1= d1+2m=108+2*3=114 мм
da2= d2+2m=414+2*3=420 мм
df1= d1-2.5m=108-2,5*3=100,5 мм
df2= d2-2.5m=414-2,5*3=406,5 мм
3.9. Выбираем проверочный расчёт на усталость по контактному напряжению
н=1,18 < [н2]
Где Т1 = 164,06 Нм – вращающий момент на шестерне,
*-угол профиля, *=20°
КН- коэффициент расчетной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям
КН=КНВ* КНV ,где
КНV – коэффициент динамической нагрузки, зависит от линейной скорости
U===0.66 м/с
По скорости определяем степень точности изготовления колес
КНV=1,06
КНВ=1,25
н=1,18=516,6 мПа
н < [н2]
481,81<516,6
Расхождение н и [н2] 7%, поэтому пересчитываем ширину колеса
=*()=40*() = 45,98
=46.
3.10.Выполняем проверочный расчёт
по напряжением изгиба
[f1]
Уf1
Уf1 Уf2
Для колес, нарезанных без смещения, т.е. х=0
Уf1=3,85
[f1]=267,43 мПа, [f2] =246,86 мПа
Расчёт ведем по меньшому соотношению
f= < [f2] где,
Ft – тангенциальная сила, Ft=
Кf- коэффициент расчётной нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба
Кf= КFB*KFV , где
KFV- коэффициент динамической нагрузки
KFv=1,11
КFB=1,45 т.к Ψва =0,4 [2.с.136,рис.8.15]
Кf= 1,45*1,11=1,61
Ft==3038,15 Н
f1 = < [f2] = 133,63 мПа
3.10. Определяем силы действующие в зацеплении
3.10.1. Окружная сила
Ft==
3.10.2. Радиальная сила
Fr= Ft* tg20°=3038,15*0.36=1093,7 H
3.10.3. Нормальная сила
Fn==3232,1 H
1.Дунаев П.Ф., Лёликов О.П-
Конструирование узлов и
2.Иванов М.Н., В.А. Фикогенов
– Детали машин: Учебник для
машиностроительных
3.Курсовое проектирование
деталей машин: Учебное пособие
для учащихся
4.Шейнблинт А.Е.-Курсовое проектирование деталей машин : Учебное пособие. – 2-е изд., перераб.и доп Калининград: Янтар.сказ, 2006. – 456 с.:ип,-5.из.
.
- Детали машин. Расчет редуктора
- Детали машин Устиновский
- Детали машин цилиндрический редуктор
- Детали машин. Червячный редуктор
- Детали производственного оборудования и технология изготовления
- Деталировка бака с фланцами
- Деталі машин
- Детали машин и основы конструирования
- Детали машин и основы конструирования
- Детали машин и основы конструирования
- Детали машин и основы конструирования
- Детали машин и основы конструирования. Привод ленточного транспортера
- Детали машин и основы конструктруирования
- Детали машин и основы проектирования
