Файл: Техническое задание в данной работе спроектирован привод цепного конвейерапо следующим исходным данным Окружное усилие на звёздочках F.docx
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 10.01.2024
Просмотров: 217
Скачиваний: 1
ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.
[σ0F] = [σ0F]’KFL (3.8)Принята 7-я степень точности. Коэффициенты: концентрации нагрузки KНβ= 1; динамической нагрузки K= 1,2.Межосевое расстояниеиз расчёта по контактным напряжениям aw, мм:aw = 61((Т2KН) / [σН]2)(1/3) (3.9)Делительный диаметр червяка d1, мм:d1 = mq, (3.10)где q – коэффициент диаметра червяка.Рисунок 3.2 – Червячное зацеплениеq = z2 / 4 (3.11)m = 2a / (z2 + q) (3.12)где а – делительное межосевое расстояние.а = 0,5m(z2 + q). (3.13)Коэффициент смещения инструмента х2:х2 = (аw – а) / m. (3.14)Начальный диаметр червяка dw1, мм:dw1 = (q + 2x2)m. (3.15)Диаметр вершин колеса da2, мм:da2 = m(z2 + 2 + 2x2). (3.16)Диаметр впадин колеса df2, мм:df2 = m(z2 - 2,4 + 2x2) (3.17)Начальный угол подъёма винтовой линии yw:γw = arctg(z1 / (q+ 2x2)) (3.18) Делительный угол подъёма винтовой линии y:γ = arctg(z1 / q). (3.19)Делительный диаметр колеса d2, мм:d2 = mz2. (3.20)Максимальный диаметр колеса dам2, мм:dам2 = da2 + 6m / (z1 + 2). (3.21)Диаметр вершин червяка da1, мм:da1 = m(q + 2). (3.22)Диаметр впадин червяка df1, мм:df1 = m(q – 2,4). (3.23)Длина нарезной части червяка b1, мм:b1 = (11 + 0,06z2)m. (3.24)Ширина венца колесаb2, мм:b2 = 0,75da1 (3.25)Угол обхвата червяка:2δ = 2b2 / (da1 – 0,5m). (3.26)Рабочее контактное напряжение σН, МПа:σН = (475 / d2)(T2KH / dw1)(1/2) ≤ [σН]. (3.27)Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесеFt1 = Fa2, H:Ft1 = Fa2 = 2T1 / d1. (3.28)Окружное усилие на колесе, равное осевому усилию на червякеFt2 = Fa1, H:Ft2 = Fa1 = 2T2 / d2. (3.29)Радиальное усилие Fr, H:Fr = Ft2tgα / cosγw (3.30)Эквивалентное число зубьев колесаzv2:zv2 = z2 / cos3γw. (3.31)Рабочее изгибное напряжение σ0F, МПа:σ0F = 0,6Ft2KFYF/ (b2m) ≤ [σ0F]. (3.32)
Механический КПД червячной передачиη: η = 0,95tgγw / tg(γw + ρ’). (3.33)где ρ’ – приведённый угол трения.В данном случае, что бы не было перегрева редуктора, требуется внешнее охлаждение…..В данном курсовом проекте расчёт червяка выполнен с помощью компьютерной программы APMWINMACHINEв модуле TRANS.Результаты расчётов приведены в приложении А.4ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВОриентировочным способом следует рассчитывать все валы привода. Из расчёта по касательным напряжениям определяется диаметр вала d, мм: , (4.1)гдеТ— крутящий момент на соответствующем валу (ТI, TII и т.д.), Нмм, он равен вращающему моменту; — допускаемое касательное напряжение; для червяка рекомендуется = 10...12 МПа, для опасного сечения следует принимать, для хвостовика вала = 25 МПа.Исходные данные: TI=483,6Н·м,TII=5051,31Н·м,.Рассчитан быстроходный вал редуктора. Ступенчатая конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 4.1.Рисунок 4.1–Эскиз быстроходного вала редуктораСтупенчатый вал должен имеет три ступени: подступичную частьd1(головку), опорные участки d2и выступающую часть d3(хвостовик). Для обеспечения осевой фиксации деталей, собираемых на валу, а также возможности съёма подшипника разность диаметров соседних участков вала должна быть d = 5...12 мм в интервале диаметров d= 20...80 мм.Диаметр хвостовика вала I по формуле (56): .Диаметр шейки вала I принят 55ммДиаметр червякаДиаметр гладкого вала II: мм.Выходной вал редуктора проектируем гладким (рисунок 4.2).Рисунок 4.2 – Эскиз тихоходного вала редуктораДиаметр гладкого вала: Принят 110мм
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРаЭскизная компоновка редуктора выполняется по результатам выполненных расчетов и полученными геометрическими параметрами деталей передач, а так же с некоторым предвидением конструктивных решений. Эскизы следует выполнять в двух проекциях.Компоновочный чертеж размещается в одной проекции – разрез по осям валов. Предпочтителен масштаб 1:1.Исходными данными компоновки являются: максимальный крутящий момент редуктора, межосевые расстояния, диаметры колес, ширина колес, диаметры валов, рассчитанные ориентировочным способом, и другие параметры, необходимые для выполнения эскиза.Особенностью конструкции является использование радиально-упорных подшипников и назначение расстояния между опорами червяка без учета длины червяка.Эскизную компоновку выполняют в следующем порядке:
(6.3)
M в двух плоскостях и эпюры крутящих моментов T.Д. Определение приведенного момента в расчётном (опасном) сечении: (6.1)где – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного (от крутящего момента Т) и нормального (от изгибающего момента М) напряжений; при реверсивной работе привода = 1, для нереверсивного привода в предположении частого включения и выключения электродвигателя = 0,7. Е. Определение диаметра вала в опасном сечении. , (6.2)где –допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространенных марок сталей = 50...60 МПа; верхнее значение принимают для вала-шестерни из высокопрочного материала.6.1 Расчет тиходного валаИсходные данные: крутящий момент ТI=5051Н·мРешение:1)Составлена расчётная схема вала (рисунок 8). На схеме нагружения валов (рисунок 8,а)действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.2)Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 8, б. Реакции опор RА1и RВ1 определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки. Осеваясила на тиходном Fa приведена к моменту:m1 = Fa∙d/2 = 9746.901 ∙ 0,3024 /2 = 1474Н (6.3)Уравнение моментов сил относительно опоры 1: , (6.4)откудаУравнение моментов сил относительно опоры 2: , (6.5)откудаПроверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:Σz = 0; RA1 + RB1 – Fr1 – Fr2 = 11777+ 455–12327= 0 (6.6)Полученное значение равно нулю. Эпюры изгибающих моментов(рисунок 8, в) построены на растянутых волокнах. Значения моментов Mz:Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0.258Mz = RA1∙x1 (6.7)Mz(0) = 0 H∙м; Mz(0,385) =455 ∙ 0,159 =72H∙мУчасток №2 0 ≤ х2 ≤ 0,159Mz = Rb2∙x2 (6.8)Mz
Механический КПД червячной передачиη: η = 0,95tgγw / tg(γw + ρ’). (3.33)где ρ’ – приведённый угол трения.В данном случае, что бы не было перегрева редуктора, требуется внешнее охлаждение…..В данном курсовом проекте расчёт червяка выполнен с помощью компьютерной программы APMWINMACHINEв модуле TRANS.Результаты расчётов приведены в приложении А.4ОРИЕНТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВОриентировочным способом следует рассчитывать все валы привода. Из расчёта по касательным напряжениям определяется диаметр вала d, мм: , (4.1)гдеТ— крутящий момент на соответствующем валу (ТI, TII и т.д.), Нмм, он равен вращающему моменту; — допускаемое касательное напряжение; для червяка рекомендуется = 10...12 МПа, для опасного сечения следует принимать, для хвостовика вала = 25 МПа.Исходные данные: TI=483,6Н·м,TII=5051,31Н·м,.Рассчитан быстроходный вал редуктора. Ступенчатая конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 4.1.Рисунок 4.1–Эскиз быстроходного вала редуктораСтупенчатый вал должен имеет три ступени: подступичную частьd1(головку), опорные участки d2и выступающую часть d3(хвостовик). Для обеспечения осевой фиксации деталей, собираемых на валу, а также возможности съёма подшипника разность диаметров соседних участков вала должна быть d = 5...12 мм в интервале диаметров d= 20...80 мм.Диаметр хвостовика вала I по формуле (56): .Диаметр шейки вала I принят 55ммДиаметр червякаДиаметр гладкого вала II: мм.Выходной вал редуктора проектируем гладким (рисунок 4.2).Рисунок 4.2 – Эскиз тихоходного вала редуктораДиаметр гладкого вала: Принят 110мм
5 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРаЭскизная компоновка редуктора выполняется по результатам выполненных расчетов и полученными геометрическими параметрами деталей передач, а так же с некоторым предвидением конструктивных решений. Эскизы следует выполнять в двух проекциях.Компоновочный чертеж размещается в одной проекции – разрез по осям валов. Предпочтителен масштаб 1:1.Исходными данными компоновки являются: максимальный крутящий момент редуктора, межосевые расстояния, диаметры колес, ширина колес, диаметры валов, рассчитанные ориентировочным способом, и другие параметры, необходимые для выполнения эскиза.Особенностью конструкции является использование радиально-упорных подшипников и назначение расстояния между опорами червяка без учета длины червяка.Эскизную компоновку выполняют в следующем порядке:
-
Вычерчивают оси быстроходного и тихоходного валов, располагая их на межосевом расстоянии aw, aw=200мм. -
Вычерчивают контуры червячного колеса, тихоходного вала, радиально-упорных подшипников средней серии, поставленных «враспор», и зазоры. Толщину стенки корпуса из чугунного литья, отвечающего требованиям технологии литейного производства и необходимых прочности и жесткости, определяют по эмпирической зависимости:
-
Вычерчивают контуры червяка, быстроходного вала, выполняемого обычно заодно с червяком, и проектируют подшипниковые узлы. На червяк действуют значительные осевые нагрузки, поэтому один из вариантов опор – радиально-упорные подшипники, поставленные «враспор» -
Задают расстояние между серединами опор червяка по соотношению:
(6.3)
-
Назначают роликовые конические однорядные подшипники средней серии, одинаковые для обеих опор, и выписывают размеры d×D×B×r, таблица 6.1; расстояние от внутренней стенки редуктора до торца подшипника следует принимать Δ4=(2…12)мм. Принимаем Δ4= 10мм.
| № вала | Подшипник | Размеры, мм | |||
| d | D | B | r | ||
| I | 67511А ГОСТ 27365-87 | 55 | 100 | 25 | 2,0 |
| II | 67222А ГОСТ 27365-87 | 110 | 200 | 38 | 3,0 |
-
Конструируют подшипниковый узел для определения размеров консоли. Ориентировочно длину консоли (расстояние от середины подшипника до середины ступицы) назначают
M в двух плоскостях и эпюры крутящих моментов T.Д. Определение приведенного момента в расчётном (опасном) сечении: (6.1)где – коэффициент, учитывающий соответствие циклов касательного (от крутящего момента Т) и нормального (от изгибающего момента М) напряжений; при реверсивной работе привода = 1, для нереверсивного привода в предположении частого включения и выключения электродвигателя = 0,7. Е. Определение диаметра вала в опасном сечении. , (6.2)где –допускаемое нормальное напряжение, для наиболее распространенных марок сталей = 50...60 МПа; верхнее значение принимают для вала-шестерни из высокопрочного материала.6.1 Расчет тиходного валаИсходные данные: крутящий момент ТI=5051Н·мРешение:1)Составлена расчётная схема вала (рисунок 8). На схеме нагружения валов (рисунок 8,а)действующие силы приложены в соответствии с кинематической схемой на рисунке 1.2)Определены реакции и моменты в плоскостиZOY. Силы, действующие в направлении Z, показаны на рисунке 8, б. Реакции опор RА1и RВ1 определены из двух уравнений равновесия. Третье уравнение использовано для проверки. Осеваясила на тиходном Fa приведена к моменту:m1 = Fa∙d/2 = 9746.901 ∙ 0,3024 /2 = 1474Н (6.3)Уравнение моментов сил относительно опоры 1: , (6.4)откудаУравнение моментов сил относительно опоры 2: , (6.5)откудаПроверочный расчёт выполнен по уравнению проекций:Σz = 0; RA1 + RB1 – Fr1 – Fr2 = 11777+ 455–12327= 0 (6.6)Полученное значение равно нулю. Эпюры изгибающих моментов(рисунок 8, в) построены на растянутых волокнах. Значения моментов Mz:Участок №1 0 ≤ х1 ≤ 0.258Mz = RA1∙x1 (6.7)Mz(0) = 0 H∙м; Mz(0,385) =455 ∙ 0,159 =72H∙мУчасток №2 0 ≤ х2 ≤ 0,159Mz = Rb2∙x2 (6.8)Mz