Курсовий проект 2 страница

4.2. Силы в зацеплении

4.2.1. Окружная сила

F_t = 2 Т ₁´10³/ d ₁ = 2´112,5´10³/52,00 = 4327 Н.

4.2.2. Радиальная сила

F_r = F_t· tgα/cosβ = 4327´tg20/cos0 = 1575 Н,

где α = 20° – угол зацепления.

4.2.3. Осевая сила

F_a = F_t· tgβ = 2800´tg0 = 0.

4.3. Проверочный расчёт

4.3.1. Проверяем межосевое расстояние

а_w = (d ₁ + d ₂)/2 = (52,00 + 288,00)/2 = 170 мм.

4.3.2. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям, МПа,

где Z _σ – вспомогательный коэффициент; для прямозубых колес Z _σ = 9600 [1; с. 23].

Условие прочности выполняется, т.к. недогрузка не превышает допустимой в 20 %.

4.3.3. Проверяем зубья шестерни и колеса по напряжениям изгиба.

4.3.3.1. Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

где Y_{FS 2} – коэффициент формы зуба колеса; при числе зубьев z ₂ = 288 Y_{FS 2} = 3,59 [1; табл. 2.10, с. 24];

Y _β – коэффициент, учитывающий наклон зуба; для прямозубых передач Y _β = 1 [1; с. 24];

Y _ε – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев; при 9 степени точности передачи Y _ε = 1 [1; с. 24].

Условие прочности выполняется.

Недогрузка

4.3.3.2. Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где Y_{FS 1} – коэффициент формы зуба шестерни; при числе зубьев z ₁ = 50 Y_{FS 1} = 3,66 [1; табл. 2.10, с. 24].

Условие прочности выполняется.

Недогрузка

4.4. Результаты выполнения раздела

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Вид зубьев	прямозубая	Угол наклона зубьев β, °
Фактическое передаточное число u ф	5,00
Модуль зацепления m, мм	1,0	Межосевое расстояние аw, мм
Число зубьев: шестерни z 1 колеса z 2		Диаметры делительной окружности, мм: шестерни d 1 колеса d 2	52,00 288,00
Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b 1 колеса b 2	90,00 85,00	Диаметр окружности вершин, мм: шестерни dа 1 колеса dа 2	54,00 290,00
Силы в зацеплении, Н: окружная сила Ft радиальная сила Fr осевая сила Fa		Диаметр окружности впадин, мм: шестерни df 1 колеса df 2	49,5 285,5
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Недогруз­ка, %
МПа
Контактные напряжения σ H		492,8	4,9
Напряжения изгиба	шестерни σ F 1		262,7	26,2
колеса σ F 2		257,7	15,5

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1. Проектный расчёт

5.1.1. Определяем диаметр ведущего шкива

где T _дв = 29,6 Н·м – вращающий момент на валу ведущего шкива (см. п. 2.4).

Принимаем значение из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73 [2, с. 120]

d ₁ = 200 мм.

5.1.2. Определяем диаметр ведомого шкива

d ₂ = d ₁· u _оп(1 – ε) = 200´2,99´(1 – 0,01) = 492,02 мм,

где ε – коэффициент скольжения ремня; для передач с регулируемым натяжением ремня ε = 0,01 [2, с. 120].

Полученное значение округляем до стандартного ближайшего числа [2, с. 120]

d ₂ = 560 мм.

5.1.3. Определяем фактическое передаточное число u _ф и проверяем его отклонение ∆ u _ф от заданного u _оп:

5.1.4. Определяем ориентировочное межосевое расстояние

а > 1,5(d ₁ + d ₂) = 1,5´(200 + 560) = 1140 мм.

5.1.5. Определяем расчетную длину ремня (без учета припуска на соединение концов)

Округляем до стандартного ближайшего числа [1, табл. 24.1, с. 410]

l = 3400 мм.

5.1.6. Уточняем значение межосевого расстояния

5.1.7. Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива

5.1.8. Определяем скорость ремня

,

где n _ном = 709 мин^-1 – частота вращения вала ведущего шкива (см. п. 2.4);

[ v ] = 35 м/с – допустимая скорость.

5.1.9. Определяем частоту пробегов ремня

U = 1000 v / l = 1000·7,42/3400 = 2,18 с^-1 < [ U ],

где [ U ] = 15 с^-1 – допустимая частота пробегов.

5.1.10. Определяем окружную силу, передаваемую ремнем,

5.1.11. Принимаем, что в передаче используется кожаный ремень по ГОСТ 18679-73, и определяем толщину ремня

δ ≤ 0,03 d ₁ = 0,03·200 = 6 мм.

Принимаем толщину ремня δ = 3,5 мм [2, табл. 7.2, с. 120].

5.1.12. Определяем допускаемую удельную окружную силу на единицу площади поперечного сечения ремня

где [ k ₀] – приведенная допустимая удельная окружная сила, МПа; для кожаных ремней [ k ₀] = 2,2 МПа [2, с. 123];

C _θ – коэффициент, учитывающий расположение передачи; для передач с автоматическим регулированием натяжения ремня C _θ = 1 [2, с. 123];

C _α – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем меньшего (ведущего) шкива

C_v – коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

C_p – коэффициент, учитывающий влияние режима работы; для ленточного конвейера C_p = 1 [2, табл. 7.4].

5.1.13. Определяем ширину ремня

Принимаем b = 50 мм [2, табл. 7.2, с. 120].

5.1.14. Определяем площадь поперечного сечения ремня

А = δ· b = 4´50 = 200 мм².

5.1.15. Определяем силу предварительного натяжения ремня

F ₀ = А ·σ₀ = 200´1,8 = 360 Н,

где σ₀ = 1,8 МПа – напряжение от предварительного натяжения ремня [2, с. 121].

5.1.16. Определяем силы натяжения ведущей F ₁ и ведомой F ₂ ветвей ремня:

5.1.17. Определяем силу давления ремня на вал

5.2. Проверочный расчёт

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, МПа,

Здесь σ₁ – напряжение от растяжения

σ_и – напряжение от изгиба ремня

где E _и – модуль продольной упругости при изгибе; для кожаных ремней E _и = 150 МПа [2, с. 123];

σ _v – напряжение от центробежной силы

где ρ = 1100…1200 кг/м³ – плотность материала ремня [2, с. 123];

[σ_max] – допустимое максимальное напряжение; для кожаных ремней [σ_max] = 7 МПа [2, с. 123].

Условие прочности выполняется.

5.3. Результаты выполнения раздела

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Плоский кожаный	Межосевое расстояние а, мм
Фактическое передаточное число u ф	2,83
Частота пробегов ремня U, с^-1	2,18	Диаметр ведущего шкива d 1, мм
Толщина ремня δ, мм		Диаметр ведомого шкива d 2, мм
Ширина ремня b, мм		Максимальное напряжение в сечении ведущей ветви σmax, МПа	5,87
Длина ремня l, мм		Сила предварительного натяжения ремня F 0 , Н	360,0
Угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 , °	165,7	Сила давления ремня на вал F оп , Н	714,25

6. НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

6.1. Определяем силы в зацеплении закрытой передачи

6.1.1. Силы в зацеплении на шестерне:

окружная

F_{t 1} = F_{t 2} = 4375 Н;

радиальная

F_{r 1} = F_{r 2} = 1593 Н.

6.1.2. Силы в зацеплении на колесе:

окружная

радиальная

где α = 20° – угол зацепления.

6.2. Определяем консольные силы:

от силы давления ремня на вал

F _оп = 714,25 Н;

от муфты

6.3. Результаты выполнения раздела

Силы, Н
В зацеплении закрытой передачи	Консольные
окружная Ft 1 = Ft 2	радиальная Fr 1 = Fr 2	от силы давления ремня на вал F оп	от муфты F м
		714,25

7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

7.1. Определяем геометрические параметры ступеней валов

7.1.1. Быстроходный вал-шестерня (цилиндрическая) – рис. 7.1.

Рисунок 7.1. Эскиз быстроходного вала

7.1.1.1. Диаметр вала под шкив

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₁ = 38 мм.

7.1.1.2. Длина концевого участка вала под шкив

L ₁ = 1,5 d ₁ = 1,5´38 = 57,0 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₁ = 56 мм.

7.1.1.3. Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d ₂ = d ₄ = d ₁ + 2 t _цил = 38 + 2·3,5 = 45,0 мм,

где t _цил = 3,5 мм – высота буртика; принимается по [1; с. 42].

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного для подшипников числа [1; с. 417 – 425]

d ₂ = d ₄ = 45 мм.

7.1.1.4. Длина промежуточного участка быстроходного вала цилиндрической передачи

L ₂ = 1,4 d ₂ = 1,4´45 = 63 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₂ = 63 мм.

7.1.1.5. Диаметр вала под шестерню

d ₃ = d ₂ + 3 r = 45 + 3´2,0 = 51,0 мм,

где r = 2,0 мм – координата фаски подшипника (см. п. 7.2.1).

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₃ = 53 мм.

7.1.1.6. Длина концевого участка быстроходного вала под подшипник

L ₄ = B + c = 19 + 2,0 = 21,0 мм,

где B = 18 мм – ширина подшипника (см. п. 7.2.1);

с = 1,5…2,0 мм – надбавка.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₄ = 21 мм.

7.1.1.7. Длина участка вала под шестерню определяется графически на эскизной компоновке и принимается из стандартного ряда по [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₃ = 180 мм.

7.1.2. Тихоходный вал (вал колеса) – рис. 7.2.

Рисунок 7.2. Эскиз тихоходного вала

7.1.2.1. Диаметр вала под полумуфту

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410] с учетом дальнейшего выбора устанавливаемой на этот вал полумуфты (п.10.2)

d ₁ = 50 мм.

7.1.2.2. Длина концевого участка вала под полумуфту

L ₁ = 1,5 d ₁ = 1,5´50 = 75 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410] с учетом дальнейшего выбора устанавливаемой на этот вал полумуфты (п.10.2)

L ₁ = 90 мм.

7.1.2.3. Диаметр вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

d ₂ = d ₄ = d ₁ + 2 t _цил = 50 + 2·4,0 = 58,0 мм,

где t _цил = 3,5 мм – высота буртика; принимается по [1; с. 42].

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного для подшипников числа [1; с. 417 – 425]

d ₂ = d ₄ = 60 мм.

7.1.2.4. Длина промежуточного участка тихоходного вала

L ₂ = 1,2 d ₂ = 1,2´60 = 72,0 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₂ = 72 мм.

7.1.2.5. Диаметр вала под зубчатое колесо

d ₃ = d ₂ + 3 r = 60 + 3´2 = 66 мм,

где r = 2,5 мм – координата фаски подшипника (см. п. 7.2.2).

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

d ₃ = 67 мм.

7.1.2.6. Длина концевого участка тихоходного вала под подшипник

L ₄ = B + c = 22 + 2,0 = 24,0 мм,

где B = 21 мм – ширина подшипника (см. п. 7.2.2);

с = 1,5…2,0 мм – надбавка.

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного числа [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₄ = 24 мм.

7.1.2.7. Длина участка вала под зубчатое колесо определяется графически на эскизной компоновке и принимается из стандартного ряда по [1; табл. 24.1, с. 410]

L ₃ =190 мм.

7.2. Предварительно выбираем подшипники качения

7.2.1. Быстроходный вал-шестерня (цилиндрическая)

Подшипники шариковые радиально-упорные однорядные ГОСТ 831-75.

Легкая серия 36209 [1, табл. 24.15, с. 421].

Размеры, мм: d = 45; D = 85; B = 19; r = 2,0; r ₁ = 1,0.

Грузоподъемность, кН: С_r = 41,2; C _{0 r} = 25,1.

7.2.2. Тихоходный вал

Подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 8338-75.

Легкая серия 212 [1, табл. 24.10, с. 417].

Размеры, мм: d = 60; D = 110; B = 22; r = 2.

Грузоподъемность, кН: С_r = 52; C _{0 r} = 31,0.

7.3. Конструктивные размеры закрытой передачи

7.3.1. Определяем расстояние между внешними поверхностями деталей передачи

L = d_{а 1} + d_{а 2} = 54,00 + 290,00 = 344,00 мм.

7.3.2. Определяем зазор

Полученное значение округляем до ближайшего целого числа

а = 10 мм.

7.3.3. Определяем расстояние между дном корпуса и поверхностью колес

b ₀ ≥ 3 a = 3´10 = 30 мм.

7.4. Выполняем эскизный проект редуктора в масштабе 1:1 на миллиметровой бумаге.

7.5. Результаты выполнения раздела

Вал	Размер вала, мм	Подшипники
d 1	d 2	d 3	d 4	Типоразмер	Размер, мм	Грузоподъёмность, кН
d ´ D ´ B	динамиче­ская Сr	статическая C 0 r
L 1	L 2	L 3	L 4
Быстро­ходный					Роликовые конические 36209 ГОСТ 831-75	45´85´19	41,2	25,1
Тихоходный					Шариковые радиальные 212 ГОСТ 8338-75	60´110´22

8. ВЫБОР МУФТЫ

8.1. Определяем расчетный момент

Т _р = К_р´ Т ₂ = 1,2´598,75 = 718,5 Н·м,

где К_р – коэффициент режима, учитывающий условия эксплуатации. Для ленточных конвейеров принимаем К_р = 1,2 [2; табл. 11.3, с. 272].

8.2. Выбираем муфту, исходя из диаметра тихоходного вала под полумуфту d ₁ = 45 мм (см. п. 7.1.2.1) и из условия

Т _р < [ T ],

где [ T ] – допускаемое значение вращающего момента, приведенное для каждой муфты в справочных данных.

Также при выборе муфты необходимо учитывать частоту вращения тихоходного вала редуктора (закрытой передачи) n ₂ = 51,8 мин^-1 (см. п. 2.4) и принятую в п. 7.1.2.2 длину концевого участка вала под полумуфту L ₁ = 90 мм.

Выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 500-45-2 ГОСТ 20884-82 [2; табл. 11.7, с. 280, 281] с допускаемым вращающим моментом [ T ] = 500 Н·м и максимально допускаемой частотой вращения [ n ] = 26 с^-1= 1560 мин^-1.

Размеры муфты (рис. 10.1):

d = d ₁ = 50 мм; D = 320 мм; l _цил = 84 мм; L _цил = 280 мм.

Допускаемые смещения:

осевое – 3,6 мм;

радиальное – 3,0 мм;

угловое – 1°30´.

Материал полумуфт – Ст3 (ГОСТ 380–71); материал упругой оболочки – резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 МПа.

Рисунок 8.1 Муфта упругая с торообразной оболочкой

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 7-е изд., испр. – М.: Высш. шк., 2001. – 447 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1987. – 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов. – 2-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1990. – 399 с.

4. А.Е.Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1999. – 432 с.

5. Детали машин и основы конструирования: Учебное пособие/ ред.М.Н.Ерохин. – М.: Колос С, 2004. – 462 с.

6. Д.В.Чернилевский. Проектирование приводов технологического оборудования: Учеб.пособие. – 3-е изд., испр. – М.: Машиностроение, 2003. – 560 с.

7. В.Г.Клоков. Расчет и проектирование деталей передач, в 2-х ч. Ч 2: Учебное пособие для выполнения курс.проекта по деталям машин. – М.: МГИУ, 2001. – 55 с.

8. Расчет зубчатых передач: Учеб.пособие для выполнения курсового проекта. В 2-х ч. Ч.1. – М.: МГИУ, 2000. – 52 с.

9.В.И. Анурьев. Справочник конструктора машиностроителя. Том2 – М.: Машиностроение, 200. – 900 с.

Дата добавления: 2015-08-31