Проектирование привода к цепному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное Государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет»

Институт новых информационных технологий

Факультет Инженерно-экономический

Кафедра МАХП

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы проектирования»

Спроектировать привод к цепному конвейеру

Студент группы 1ТМб3а1 В.Ю. Кваша

Руководитель проекта А.В. Ступин

2013

Задание 9. Спроектировать привод к цепному конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru/

Требуется:

1) Выбрать электродвигатель. Определить кинематические и силовые характеристики привода

2) Рассчитать открытую и закрытую передачи. Выполнит тепловой расчет червячной передачи.

3) Провести расчет валов на прочность и жесткость.

4) Выбрать подшипники по динамической грузоподъемности.

5) Разработать:

- чертеж общего вида привода;

- сборочный чертеж червячного редуктора;

- сборочный чертеж приводного вала;

- рабочие чертежи деталей (вала-червяка, червячного колеса, вала тихоходного; крышки подшипника).

Вариант __1__

Задание выдано студенту _____________И.И. Иванову______________

Руководитель проекта ______________________________А.В. Ступин

Содержание

• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Кинематический и силовой расчет привода
• 1.3 Кинематические и силовые параметры привода
• 2. Расчет закрытой червячной передачи
• 2.1 Выбор материала
• 2.2 Расчет допускаемых напряжений
• 2.3 Проектный расчет на контактную выносливость
• Определение геометрических параметров передачи
• 2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары
• 2.5 Силы в зацеплении
• 2.6 Проверочные расчеты на прочность
• 2.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость
• 2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
• 2.7 Расчет вала-червяка на жесткость
• 2.8 Тепловой расчет червячной передачи
• 3. Расчет открытой цепной передачи
• 3.1 Определение основных параметров цепной передачи
• 3.1.1 Определение чисел зубьев звездочек
• 3.1.2 Шаг цепи
• 3.1.3 Скорость цепи
• 3.1.4 Межосевое расстояние и длина цепи
• 3.1 5 Диаметры звездочек цепной передачи
• 3.2 Проверочный расчет
• 4. Выбор муфт
• 4.1 Общие рекомендации
• 4.2. Определение расчетного момента и выбор муфты
• 4.3 Определение нагрузки от муфты
• 5. Нагрузки валов редуктора
• 5.1 Общие положения
• 5.2 Нагрузки, действующие на валы редуктора
• 5.3. Силовая схема нагружения валов редуктора
• 6. Разработка чертежа общего вида редуктора
• 6.1 Общие положения
• 6.2 Выбор типа подшипников
• 6.3 Выбор материала валов
• 6.4 Определение геометрических параметров ступеней валов
• 6.4.1 Быстроходный вал редуктора
• 6.4.2 Тихоходный вал редуктора
• 6.5 Геометрические параметры ступеней валов редуктора
• 6.6 Разработка эскизной компоновки редуктора
• 7. Проверочный расчет подшипников
• 7.1 Общие сведения
• 7.2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
• 7.2.1 Определение реакций в опорах
• 7.2.2 Определение эквивалентной нагрузки
• 7.2.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
• 7.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
• 7.3.1 Определение реакций в опорах
• 7.3.2 Определение эквивалентной нагрузки
• 7.3.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
• 8. Разработка сборочного чертежа редуктора
• 8.1 Конструирование червячного колеса
• 8.2 Конструирование валов
• 8.2.1 Конструирование вала-червяка
• 8.2.2 Конструирование тихоходного вала (вала червячного колеса)
• Список использованных источников
• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода
• 1.1 Выбор электродвигателя
• Определяем общий КПД привода:
• ,
• где - общий КПД привода;
• - КПД закрытой червячной передачи;
• - КПД открытой цепной передачи;
• - КПД пары подшипников качения;
• - КПД муфты.
• По таблице 2.2 [1] назначаем следующие значения КПД элементов привода: .
• .
• Определяем мощность вала рабочей машины , Вт:
• ,
• где - тяговая сила цепи, Н; v - скорость тяговой цепи, м/с.
• .
• Определяем требуемую мощность электродвигателя , Вт:
• ,
• .
• Определяем общее передаточное число привода:
• ,
• где - общее передаточное число привода;
• - передаточное число червячной передачи;
• - передаточное число цепной передачи.
• По таблице 2.3 [1] предварительно назначаем передаточное число червячной передачи ; передаточное число цепной передачи .
• .
• Определяем требуемую частоту вращения вала рабочей машины вала:
• ,
• где - частота вращения вала рабочей машины, об/мин; - диаметр тяговой звездочки, м. электродвигатель проектный чертеж редуктор
• Диаметр тяговой звездочки , мм, определяем по формуле
• ,
• где - шаг тяговой цепи, мм; - число зубьев тяговой звездочки.
• .
• Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:
• ,
• где - требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
• - частота вращения вала рабочей машины, об/мин.
• По найденным значениям кВт и об/мин по таблице К9 [1, с. 384] выбираем электродвигатель 4АМ160S8Y3, мощность которого кВт, частота вращения вала об/мин.
• 1.2 Кинематический и силовой расчет привода
• Уточняем общее передаточное число привода:
• ,
• .
• Принимаем передаточное число червячной передачи . Уточняем передаточное число цепной передачи:
• ;
• .
• Определяем частоты вращения , об/мин, и угловые скорости , рад/с, валов привода:
• ;
• ;
• ; ;
• ; ;
• ; ;
• ; ;
• Определяем мощности , Вт, на валах привода:
• ;
• ;
• ;
• .
• Определяем крутящие моменты , Н·м, на валах привода:
• ;
• ;
• ;
• ;
• .
• 1.3 Кинематические и силовые параметры привода
• Результаты расчета кинематических и силовых параметров привода сводим в таблицу 1. Данные параметры являются исходными данными для проектного расчета закрытой червячной и открытой цепной передач.
• Таблица 1 - Кинематические и силовые параметры привода

Передача	Передаточное Число	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, об/мин	Мощность, Вт	Крутящий момент, Н·м
Червячная	10	750	75	78,5	7,5	7387,9	5880,7	94,1	784,1
Цепная	2,4	75	31,25	7,5	3,125	5880,7	5558,8	784,1	1778,8

• 2. Расчет закрытой червячной передачи
• 2.1 Выбор материала
• В зависимости от передаваемой мощности выбираем в качестве материала червяка сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики (таблица 3.2) [1, с. 50]: твердость > 350 НВ: термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, предел текучести Н/мм², предел прочности Н/мм².
• Материал червячного колеса выбирается в зависимости от скорости скольжения , м/с:
• ,
• где - частота вращения червяка, об/мин;
• - крутящий момент на валу червячного колеса, Н·м.
• .
• В качестве материала зубчатого венца червячного колеса принимаем по таблице 3.5 [1, с. 54] бронзовое литье БрА9ЖЗЛ, полученной центробежным литьем (вторая группа материалов с ), для которой _т=200 МПа, _в=600 МПа.
• 2.2 Расчет допускаемых напряжений
• Работоспособность передач с червячными колесами из безоловянистых бронз и чугуна при > 300 МПа ограничена обычно заеданием. Для таких передач допускаемое напряжение , МПа, определяется только от скорости скольжения. Для безоловянистых бронз (см. таблицу 3.6 [1, с. 55])
• ,
• где - допускаемое напряжение, соответствующее базовому числу циклов перемен напряжений, МПа.
• Мощность передачи > 1кВт и твердость червяка > 45HRC МПа.
• .
• При изготовлении червячного колеса из материалов второй группы () допускаемое напряжение на выносливость при изгибе , МПа, для нереверсивной передачи определяется по формуле
• ,
• где - коэффициент долговечности по напряжениям изгиба, определяемый по формуле
• ,
• где - базовое число циклов перемен напряжений;
• - эквивалентное число циклов перемен напряжений.
• При постоянном режиме работы эквивалентное число циклов перемен напряжений определяется по аналогии с цилиндрическими зубчатыми передачами:
• ,
• где - срок службы привода, ч.
• Срок службы привода определяем по формуле
• ;
• .
• .
• Так как полученное значение :
• .
• .
• 2.3 Проектный расчет на контактную выносливость. Определение геометрических параметров передачи
• При стальном червяке и бронзовом (чугунном) колесе межосевое расстояние , мм, определяется по формуле
• ,
• где - допускаемое контактное напряжение, МПа;
• - крутящий момент на валу колеса, Н·мм;
• - коэффициент нагрузки.
• Коэффициент нагрузки определяется по формуле
• ,
• где - коэффициент неравномерности (концентрации) нагрузки;
• - динамический (скоростной) коэффициент.
• При постоянной нагрузке и . Динамический коэффициент определяется в зависимости от точности передачи и окружной скорости колеса. Обычно . При точном изготовлении передачи и окружной скорости на делительном диаметре червячного колеса м/с принимают .
• .
• Найденное значение межосевого расстояния округляют по ГОСТ 2144-76 до ближайшего стандартного значения. В рамках курсового проектирования допускается округлять до значения, оканчивающегося на “0” или “5”. Принимаем .
• Предварительное значение модуля т, мм, определяется по формуле
• ,
• где - число зубьев червячного колеса.
• Число зубьев червячного колеса стандартами не устанавливается. Минимальное число зубьев в силовых передачах (при меньших значениях ухудшаются условия работы передачи, происходит подрез зубьев червячного колеса). Для силовых передач оптимальными значениям являются (при > 80 значительно увеличиваются габариты передачи).
• Число заходов (витков) червяка выбирается в зависимости от передаточного отношения и требуемой точности передачи. С увеличением уменьшается точность червяков и передачи. Стандарт устанавливает значения . Передачи большой мощности не выполняют с однозаходными червяками из-за малого КПД и сильного нагрева.
• Исходя из выше сказанного, при передаточном числе принимаем . Число зубьев червячного колеса:
• ;
• .
• Коэффициент диаметра червяка рекомендуется выбирать , так как увеличение приводит к снижению КПД передачи, а уменьшение - к падению изгибной жесткости червяка. В соответствии с последним условием допустимым считается значение . Меньшие значения применяют в быстроходных передачах (для ограничения окружных скоростей - v < 15 м/с). Большие значения обеспечивают червяку достаточную жесткость, поэтому их выбирают при высоких значениях передаточного числа и многозаходных червяках, кода из-за больших значений делительных диаметров червячного колеса () расстояние между опорами вала-червяка получается значительным ().
• Определяем коэффициент смещения червяка. Червяки со смещением изготавливают в основном для вписывания передачи в стандартное межосевое расстояние . Обеспечение стандартных межосевых расстояний особенно важно для редукторов, так как это облегчает унификацию корпусных деталей. Предпочтительно использовать положительное смещение, при котором одновременно повышается изгибная прочность зубьев червячного колеса.
• При выбранных стандартных значения , и коэффициент смещения червяка определяется по формуле
• ;
• .
• Расчет геометрических параметров червячной передачи сводим в таблицу 2.
• Таблица 2 - Расчет геометрических параметров червячной передачи
• 2.4 Кинематические параметры и КПД червячной пары
• По аналогии с винтовой парой при ведущем червяке КПД определяется по формуле
• ,
• где - угол трения.
• Угол трения определяется по формуле
• ,
• где - коэффициент трения, зависящий от скорости скольжения.
• КПД увеличивается с увеличением числа заходов червяка (увеличивается угол подъема витков червяка : ) и с уменьшением угла трения (коэффициента трения).
• Скорость скольжения направлена по касательной к линии витка червяка (рисунок 2.1):
• ,
• где - окружные скорости, соответственно, червяка и колеса на начальном диаметре, м/с.
• .
• Окружные скорости, м/с, определяются по формуле
• ,
• где - начальные диаметры, мм.
• ;
• .
• Рисунок 2.1 - К определению скорости скольжения
• По найденной скорости скольжения по таблице 4.9 [1] методом линейной интерполяции находим значение угла трения. Из подобия треугольников (рисунок 2.2) имеем следующую пропорцию:
• .
• Откуда
• .
• .
• 2.5 Силы в зацеплении
• Сила зацепления в червячной паре раскладывается на три составляющие (рисунок 2.3).
• Окружная сила на колесе равна осевой силе на червяке , Н:
• ;
• .
• Окружная сила на червяке равна осевой силе на колесе , Н:
• ;
• .
• Радиальные составляющие силы зацепления, Н:
• ,
• где - угол профиля.
• .

• Рисунок 2.3 - Силы в зацеплении
• 2.6 Проверочные расчеты на прочность
• 2.6.1 Проверочный расчет на контактную выносливость
• Проверочный расчет на контактную выносливость проводится по следующему условию
• .
• Окружная скорость на делительном диаметре червячного колеса м/с, поэтому принимаем .
• 2.6.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе
• Проверочный расчет на изгибную прочность для червячных передач выполняется по червячному колесу:
• ,
• где - коэффициент формы зуба червячного колеса, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев ;
• - окружное усилие на делительном диаметре червячного колеса, Н.
• .
• По таблице 4.10 [1, с. 75] принимаем .
• .
• 2.7 Расчет вала-червяка на жесткость
• При недостаточной жесткости прогиб червяка может оказаться значительным. Это может привести к нарушению правильности зацепления, ухудшению условий работы передачи. Поэтому желательно проверить червяк на жесткость по следующему условию (консольные силы не учтены)
• ,
• где - стрела прогиба, мм;
• - расстояние между опорами, мм;
• - приведенный момент инерции поперечного сечения червяка, мм⁴;
• Е - модуль продольной упругости; для стали МПа
• - допустимая стрела прогиба, мм.
• ;
• .
• .
• 2.8 Тепловой расчет червячной передачи
• Формула теплового баланса для червячной передачи имеет вид
• ,
• где - мощность на червяке, Вт;
• - общий КПД червячной передачи (с учетом потерь в опорах и на перемешивание масла);
• - коэффициент теплопередачи;
• - конечная температура нагрева масла в редукторе;
• - температура окружающей среды, обычно принимаемая равной 20 °С;
• - поверхность охлаждения корпуса редуктора;
• - коэффициент, учитывающий отвод тепла в фундаментную раму или плиту, обычно .
• Общий КПД червячной передачи определяется по формуле
• ;
• При естественном охлаждении коэффициент теплопередачи . При искусственном обдуве вентилятором, закрепленном на вале-червяке и вращающемся с частотой , об/мин, коэффициент определяется по формуле
• .
• При водяном охлаждении от змеевика .
• Поверхность охлаждения корпуса редуктора , м², определяется по формуле
• ,
• где - поверхность корпуса редуктора без ребер, м², ;
• - расчетная поверхность ребер, м², (меньшие значения при > 200 мм).
• .
• Температура нагрева масла в редукторе:
• ,
• где - предельно допустимая температура нагрева масла; при нижнем расположении червяка °С.
• .
• Следовательно, естественного охлаждения достаточно.
• 3. Расчет открытой цепной передачи
• 3.1 Определение основных параметров цепной передачи
• 3.1.1 Определение чисел зубьев звездочек
• Минимальное число зубьев меньшей звездочки приводных роликовых цепей определяется по следующей зависимости
• ,
• где - передаточное число цепной передачи (см. таблицу 1).
• .
• Предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует равномерному износу.
• Принимаем .
• Максимальное число зубьев большей звездочки ограничивается тем, что по мере износа цепи увеличивается вероятность нарушения зацепления. При этом предельно допустимое увеличение шага цепи тем меньше, чем больше число зубьев звездочек. Поэтому при использовании роликовых цепей.
• Определяем число зубьев большей звездочки:
• ;
• .
• Принимаем .
• Уточняем передаточное число:
• ;
• .
• Определяем расхождение между ранее принятым и фактическим передаточными числами:
• ;
• .
• 3.1.2 Шаг цепи
• Ориентировочное значение шага однорядной цепи , мм, может быть определено по следующее формуле
• ,
• где - для цепей типа ПР (повышенной точности); - для цепей типа ПРА (нормальной точности); - крутящий момент на ведущей звездочке, Н·м.
• .
• Принимаем по ГОСТ 13568-97 мм.
• 3.1.3 Скорость цепи
• Частоты вращения и скорость ограничиваются:
• - значением силы удара между зубом звездочки и шарниром цепи;
• - износом;
• - шумом.
• Скорость движения цепей обычно не превышает 15 м/с. В передачах с цепями и звездочками высокого качества и при эффективных способах смазывания скорость цепи может достигать до 35 м/с.
• Средняя скорость цепи , м/с, определяется по формуле
• ;
• .
• 3.1.4 Межосевое расстояние и длина цепи
• Оптимальное межосевое расстояние , мм, из условия долговечности цепи:
• ,
• где 30 - при ; 50 - при .
• .
• Длина цепи , выраженная в шагах или числом звеньев цепи:
• ;
• .
• Значение округляют до целого желательно четного числа, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Принимаем .
• При выбранном значении уточняем межосевое расстояние:
• ;
• .
• Передача лучше работает при небольшом провисании холостой ветви цепи. Для этого межосевое расстояние уменьшают на значение :
• .
• Окончательно принимаем мм.
• Длина цепи увеличивается по мере износа шарниров, поэтому в конструкции передачи должны быть предусмотрены специальные устройства для регулирования провисания цепи. Обычно это достигается перемещением опоры одного из валов или применением натяжных звездочек.
• 3.1.5 Диаметры звездочек цепной передачи
• Делительный диаметр ведущей звездочки, мм:
• ;
• .
• Делительный диаметр ведомой звездочки, мм:
• ;
• .
• Диаметр окружности выступов звездочек, мм:
• ,
• где - коэффициент высоты зуба, ;
• - коэффициент числа зубьев; ;
• - геометрическая характеристика зацепления; ;
• - диаметр ролика шарнира цепи, мм (по ГОСТ 13568-97);
• при мм.
• ;
• .
• Диаметр окружности впадин, мм:
• - ведущей звездочки
• ;
• ;
• - ведомой звездочки
• ;
• .
• 3.2 Проверочный расчет
• 3.2.1 Проверяем частоту вращения меньшей звездочки (см. таблицу 1), об/мин
• ,
• где - допускаемая частота вращения меньшей звездочки, об/мин.
• .
• 3.2.2 Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U, с^-1
• ,
• где - допустимое число ударов цепи о зубья звездочек, с^-1.
• ;
• ;
• .
• 3.2.3 Определяем окружную силу, передаваемую цепью , Н
• ,
• где - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу редуктора), кВт (см. таблицу 1); v - скорость цепи, м/с (см. п. 3.1.3).
• .
• 3.2.4 Проверяем давление в шарнирах цепи , МПа:
• ,
• где - коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи (табл. 5.7) [1, с. 90], - опорная площадь шарнира цепи, мм²; допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа (см. таблицу 5.8) [1, с. 91].
• ,
• где - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки; - коэффициент, учитывающий способ смазки передачи; - коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров звездочек к горизонту; - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи передачи; - коэффициент, учитывающий режим работы передачи.
• По таблице 5.7 [1, с. 90] принимаем: - при равномерной нагрузке; - при капельной смазке передачи; - при угле наклона линии центров звездочек к горизонту ; - при регулировании натяжения цепи передачи передвигающимися опорами; - при односменном режиме работы передачи.
• .
• Определяем опорную площадь шарнира цепи по формуле
• ,
• где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм (см. таблицу К32) [1, с. 419].
• .
• Проверяем давление в шарнирах цепи , МПа:
• .
• 3.2.5 Проверяем прочность цепи по следующему условию:
• ,
• где - расчетный коэффициент запаса прочности; - разрушающая нагрузка (см. таблицу К32) [1, с. 419], Н; - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н; - натяжение цепи от центробежных сил, Н; - допускаемый коэффициент запаса прочности, при шаге мм и частоте вращения ведущей звездочки об/мин (см. таблицу 5.9) [1, с. 94].
• Предварительное натяжение цепи, Н, от провисания ведомой ветви:
• ,
• где - коэффициент провисания; - для горизонтальных передач; - масса 1 м цепи, кг/м (см. табл. К32) [1, с. 419]; а - межосевое расстояние, м (см. п. 3.1.4); - ускорение свободного падения, м/с².
• .
• Определяем натяжение цепи от центробежных сил, Н:
• ;
• ;
• .
• Так как выполняется условие, то передача работоспособна.
• 3.2.6 Определить силу давления цепи на вал , Н
• ,
• где - коэффициент нагрузки вала (см. табл. 5.7) [1, с. 90]. При ударной нагрузке табличное значение следует увеличить на 10...15 %. При угле наклона линии центров звездочек к горизонту .
• 3.2.7 Результаты проектного и проверочного расчетов заносим в таблицу 3
• Таблица 3 - Параметры цепной передачи

Проектный расчет	Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР	Диаметр делительной окружности:
Шаг цепи t, мм	38,1	- ведущей звездочки , мм	291,9
Межосевое расстояние a, мм	1158	- ведущей звездочки , мм	727,99
Длина цепи	104	Диаметр окружности выступов:
Число зубьев звездочек:		- ведущей звездочки , мм	312,65
- ведущей	24	- ведущей звездочки , мм	750,23
- ведомой	60	Диаметр окружности впадин:
Сила давления цепи на вал , Н	5908,3	- ведущей звездочки , мм	283,79
		- ведущей звездочки , мм	721,61
Проверочный расчет
Параметр	Расчетное значение	Допускаемое значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки , об/мин	75	472,44	Выполняется
Число ударов цепи U, с-1	1,154	13,3	Выполняется
Коэффициент запаса прочности S	22,92	8	Выполняется
Давление в шарнирах цепи , МПа	20,91	25	Выполняется

• 4. Выбор муфт
• 4.1 Общие рекомендации
• В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты нерасцепляемого класса в стандартном исполнении.
• Для соединения выходных концов вала двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применены упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы (см. таблицы К21, К23) [1].
• Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того, к ним не предъявляются требования малого момента инерции (см. таблицы К25, К26) [1].
• Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых , радиальных и угловых смещений.
• Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы , вызванной радиальным смещением валов . Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и опоры, можно не учитывать.
• 4.2 Определение расчетного момента и выбор муфты
• Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент , Н·м, установленный стандартом (см. таблицы К21...К26) [1]. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту , Н·м, который должен быть в пределах номинального:
• ,
• где - коэффициент режима нагрузки (таблица 10.26) [1, с. 237]; - вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Н·м, (см. таблицу 1).
• В проектируемом приводе муфта соединяет вал электродвигателя и быстроходный вал редуктора (закрытой червячной передачи). Поэтому в соответствии с пунктом 4.1 выбираем втулочно-пальцевую муфту. Муфта передает крутящий момент Н·мм.
• Определяем диаметр входного конца быстроходного вала редуктора , мм, (диаметр посадочной поверхности под полумуфту):
• ,
• где = 10...20 - допускаемое напряжения на кручение (применяют заниженным для учета деформации изгиба), МПа; меньшие значения берут для быстроходного, большие для тихоходного вала редуктора.
• .
• Диаметр должен находиться в интервале значений:
• ,
• где - диаметр вала двигателя (см. таблицу К10) [1, с. 385]
• Для выбранного двигателя 4АМ160S8Y3 (см. раздел 1) мм.
• . (4.1)
• Для приводов цепных конвейеров коэффициент режима нагрузки (таблице 10.26) [1, с. 237]. Принимаем .
• .
• По найденным значениям мм (с учетом условия (4.1)) и Н·м по таблице К21 [1, с. 400] выбираем муфту с посадочным диаметром мм и номинальным вращающим моментом Н·м.
• 4.3 Определение нагрузки от муфты
• Для втулочно-пальцевых муфт нагрузка на валы , Н, определяется по формуле:
• ,
• где - радиальное смещение, мм (см. табл. К21); - радиальная жесткость муфты, МПа, (табл. 10.27) [1, с. 238], зависит от диаметра посадочного места полумуфты; для диаметров, не указанных в таблице, значение определяется методом линейной интерполяции (рисунок 4.1):
• ;
• .
• .
• 5. Нагрузки валов редуктора
• 5.1 Общие положения
• Валы редукторов испытывают в основном два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.
• 5.2 Нагрузки, действующие на валы редуктора
• Значения нагрузок, действующих на валы редуктора и определенных по пунктам 2.5, 3.2.6 и 4.3, сводим в таблицу 4.
• Таблица 4 - Нагрузки на валы редуктора

Элемент привода	Нагрузка, Н
	Обозначение	Значение
Червячная передача		2382,3
		6223
		2264,99
Цепная передача		5908,3
Муфта		1442,4

• 5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора
• Силовая схема нагружения валов имеет целью определить направление сил в зацеплении редукторной пары, консольных сил со стороны открытых передач и муфты, реакций в подшипниках, а также направление вращающих моментов и угловых скоростей валов.
• В дальнейшем силовая схема упрощает составление расчетных схем валов редуктора для определения реакций в опорах, построения эпюр изгибающих и крутящих моментов и проведения проверочных расчетов подшипников качения и валов на прочность.
• Рисунок 5.1 - Силовая схема нагружения валов редуктора
• 6. Разработка чертежа общего вида редуктора
• 6.1 Общие положения
• Разработка чертежа общего вида редуктора начинается с предварительного расчета валов редуктора на прочность (определяются предварительные размеры диаметров и длин участков вала) выбора типоразмера подшипника.
• Валы редуктора испытывают сложное сопротивление: деформации изгиба и кручения. Поскольку на данном этапе проектирования неизвестны длины участков вала, виды и расположение концентраторов напряжения, деформацию изгиба при расчете на прочность невозможно учесть. Поэтому предварительный расчет на прочность валов редуктора ведется условно (приближенно) только с учетом деформации кручения на статическую прочность. Деформацию изгиба косвенно учитывают занижением допускаемых касательных напряжений . Допускаемые касательные напряжения принимают МПа: меньшие значения - обычно для быстроходных валов, а большие значения - для тихоходных.
• Заканчивается данный раздел разработкой эскизной компоновки редуктора, которая позволяет составить расчетные схемы валов и провести уточненный расчет на прочность, а также проверить правильность выбора подшипников по динамической грузоподъемности.
• 6.2 Выбор типа подшипников
• Выбор типа подшипников валов редуктора проводится по таблице 7.2 [1, с. 111]. В соответствии с рекомендациями указанной таблицы при межосевом расстоянии мм выбираем для быстроходного вала подшипник роликовый конический типа 7000 средней серии, а для тихоходного вала подшипник роликовый конический типа 7000 легкой серии.
• 6.3 Выбор материала валов
• В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.
• В качестве материала валов редуктора выбираем сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики (таблица 3.2) [1, с. 50]: термообработка - улучшение; твердость - HB 269…302; предел текучести Н/мм², предел прочности Н/мм²; предел выносливости при симметричном цикле нагружения Н/мм².
• 6.4 Определение геометрических параметров ступеней валов
• Вал редуктора представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступней которого зависят от количества и размеров насаженных на вал деталей (см. рисунки 6.1 и 6.3).
• Размеры ступеней валов (диаметры и длины ) определяются по таблице 7.1 [1, с. 108 - 109].
• 6.4.1 Быстроходный вал редуктора
• 1) Определяем размеры выходного конца быстроходного вала редуктора.
• Диаметр участка вала (рисунок 6.1), мм, определяем по формуле
• ,
• где - крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н·м (см. таблицу 1);
• - допускаемое касательное напряжение, МПа (см. подраздел 6.1).
• Диаметр данного участка вала уже найден при выборе муфты для соединения вала двигателя и быстроходного вала редуктора: мм (см. подраздел 4.2).
• Длину выходного конца вала находим по таблице К21 [1, с. 400]: мм.
• Рисунок 6.1 - Конструкция быстроходного вала редуктора
• 2) Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник. Диаметр 2-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• ,
• где - высота буртика, мм; выбирается в зависимости от диаметра по примечанию таблицы 7.1 [1, с. 109]; мм.
• .
• Длину 2-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• ;
• .
• По таблице 13.15 [1, с. 312] принимаем стандартные значения размеров участка вала: мм (с учетом диаметра внутреннего кольца подшипника); мм.
• 3) Определяем размеры 3-й ступени вала. Диаметр 3-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• где - координата фаски подшипника; выбирается в зависимости от диаметра по примечанию таблицы 7.1 [1, с. 109]; мм.
• .
• Из рисунка 6.2 определяем длину 3-ей ступени вала , мм:
• ,
• где - условное расстояние между шарнирными опорами вала, мм;
• - величина, определяющая положение шарнирной опоры, мм;
• - монтажная высота роликоподшипника, мм.

• Рисунок 6.2 - Эскизная компоновка быстроходного вала
• Условное расстояние между шарнирными опорами вала , мм, приближенно принимается равным делительному диаметру червячного колеса (см. таблицу 2):
• .
• Для однорядного роликового конического подшипника значение величины , мм, определяющей положение условной шарнирной опоры, находится по формуле
• ,
• где - диаметр внутреннего кольца подшипника, мм;
• - диаметр внутреннего кольца подшипника, мм;
• - коэффициент осевого нагружения.
• Для выбранного типа подшипника (см. подраздел 6.2) значения параметров подшипника определяем по таблице К29 [1, с. 414] и заносим в таблицу 5.
• .
• Таблица 5 - Значения параметров для роликоподшипника быстроходного вала

Тип подшипника	, мм	, мм	, мм	, мм	, кН	, кН
7208	40	80	20	20	42,4	32,7	0,38	1,56

• .
• По таблице 13.15 [1, с. 312] окончательно принимаем стандартные значения размеров 3-его участка вала: мм (с учетом диаметра внутреннего кольца подшипника); мм.
• ;.
• 4) Определяем размеры 4-й ступени вала под подшипник. Диаметр 4-й ступени вала принимается равным диаметру 2-й ступени вала, т.е. мм. Длина 4-й ступени вала принимается равной ширине внутреннего кольца подшипника (см. таблицу 5), т.е. мм.
• 5) Определяем положение точки приложения нагрузки от муфты. Длина , мм, определяется по формуле (см. рисунок 6.2)
• ;
• .
• 6.4.2 Тихоходный вал редуктора
• 1) Определяем размеры выходного конца тихоходного вала редуктора. Диаметр участка вала (рисунок 6.3), мм, определяем по формуле
• ,
• где - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м (см. таблицу 1);
• - допускаемое касательное напряжение, МПа (см. подраздел 6.1).
• .
• Рисунок 6.3 - Конструкция тихоходного вала редуктора
• По таблице 10.8 [1, с. 174] в зависимости от найденного диаметра выбираем мм, мм.
• 2) Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник. Диаметр 2-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• ,
• где - высота буртика, мм; выбирается в зависимости от диаметра по примечанию таблицы 7.1 [1, с. 109]; мм.
• .
• Длину 2-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• ;
• .
• По таблице 13.15 [1, с. 312] принимаем стандартные значения размеров участка вала: мм (с учетом диаметра внутреннего кольца подшипника); мм.
• 3) Определяем размеры 3-й ступени вала под червячное колесо. Диаметр 3-й ступени вала , мм, определяем по формуле
• где - координата фаски подшипника; выбирается в зависимости от диаметра по примечанию таблицы 7.1 [1, с. 109]; мм.
• .
• Принимаем по таблице 13.15 [1, с. 312] мм.
• Из рисунка 6.4 определяем длину 3-й ступени вала , мм:
• ,
• где - длина ступицы червячного колеса, мм;
• - зазор между стенкой редуктора ступицей червячного колеса, мм.

• Рисунок 6.4 - Эскизная компоновка тихоходного вала
• Конструктивно принимается мм.
• Длина и диаметр ступицы червячного колеса, мм, определяются по рекомендациям
• ;
• ,
• где - посадочный диаметр вала под червячное колесо, мм.
• ; .
• Учитывая ширину зубчатого венца червячного колес мм, принимаем по таблице 13.15 [1, с. 312] мм; мм. Окончательная длина ступицы червячного колеса принимается после проверочного расчета шпонки на прочность (если она предусмотрена).
• .
• Принимаем по таблице 13.15 [1, с. 312] длину 3-й ступени мм.
• 4) Условное расстояние между шарнирными опорами вала , мм, определяем по формуле (см. рисунок 6.4)
• ;
• ;.
• Значение величины , мм, определяющей положение условной шарнирной опоры тихоходного вала, находим по формуле
• .
• Для выбранного типа подшипника (см. подраздел 6.2) значения параметров подшипника определяем по таблице К29 [1, с. 414] и заносим в таблицу 6.
• ;
• .
• Таблица 6 - Значения параметров для роликоподшипника тихоходного вала

Тип подшипника	, мм	, мм	, мм	, мм	, кН	, кН
7513	65	120	33	31	119	98	0,369	1,528

• 5) Определяем размеры 4-й ступени вала под подшипник. Диаметр 4-й ступени вала принимается равным диаметру 2-й ступени вала, т.е. мм. Длина 4-й ступени вала принимается равной ширине внутреннего кольца подшипника (см. таблицу 6), т.е. мм.
• По результатам подраздела 6.4 разрабатывается чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) в соответствии с подразделом 7.5 [1, с. 116].
• 6) Определяем положение точки приложения нагрузки от цепной передачи. Длина , мм, определяется по формуле (см. рисунок 6.4)
• ;
• .
• 6.5 Геометрические параметры ступеней валов редуктора
• Результаты расчета по пунктам 6.4.1 и 6.4.2 заносим в таблицу 7.
• Таблица 7 - Геометрические параметры ступеней валов редуктора в мм

Вал	Параметр
Б	36	40	48	40	118,6	-	120	8	160
	58	63	250	20	-	-	-
Т	60	65	80	65	-	125	-	8
	105	85	120	31	140,95	100	60

• 6.6 Разработка эскизной компоновки редуктора
• Чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) определяет:
• - положение колес редуктора, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников);
• - расстояния и между условными шарнирными опорами (точками приложения реакций подшипников) быстроходного и тихоходного валов;
• - расстояния и между точками приложения силы (сил) давления элемента открытой передачи и муфты условными шарнирными опорами.
• Эскизная компоновка выполняется в соответствии с требованиями ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А2 или А1 карандашом или в электронном варианте с использованием конструкторских программ и должна содержать: упрощенное изображение редуктора в двух проекциях, основную надпись и таблицу размеров (рисунок 6.5).
• Последовательность разработки чертежа общего вида редуктора приведена в подразделе 7.5 [1, с. 112 и 2, с.116].
• При разработке эскизной компоновки редуктора следует воспользоваться рисунками 6.2 и 6.4, а также данными таблиц 2, 5, 6 и 7.
• Рисунок 6.5 - Эскизная компоновка червячного редуктора
• 7. Проверочный расчет подшипников
• 7.1 Общие сведения
• Проверочный расчет по динамической грузоподъемности предварительно выбранных в разделе 6 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н, с базовой , Н, или базовой долговечности , ч, с требуемой , ч, по условиям:
• или .
• Базовая динамическая грузоподъемность подшипника , представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца. Значения указаны в таблицах 5 и 6 (см. подразделы 6.4.1 и 6.4.2).
• Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162-93 и составляет для червячных редукторов > 5000 ч. При определении следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в подразделе 2.2, а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников различных машин (см. табл. 9.4 [1, с. 133]).
• Базовая долговечность подшипника , ч, определяется по формуле
• , (7.1)
• где - частота вращения вала (быстроходного или тихоходного), об/мин;
• - эквивалентная приведенная нагрузка, Н;
• - показатель степени; - для роликовых подшипников);
• - коэффициент долговечности; при вероятности безотказной работы
• подшипников 90 % ;
• - коэффициент долговечности, учитывающий качество металла и условия эксплуатации; при обычных условиях эксплуатации = 0,6…0,7.
• 7.2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала
• 7.2.1 Определение реакций в опорах
• В соответствии с рисунком 6.2 (см. подраздел 6.4.1) и рисунком 5.1 составляем расчетную схему быстроходного вала (рисунок 7.1).
• Определяем реакции в опорах А и В в плоскости yOz.
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки А:
• ;
• , (7.2)
• где - делительный диаметр червяка (см. таблицу 2), мм.
• Из выражения (7.2) определяем реакцию , Н:
• .
• Значения нагрузок на валы приведены в таблице 4 (подраздел 5.2), а размеров участков вала - в таблице 7 (см. подраздел 6.5).
• .

• Рисунок 7.1 - Расчетная схема быстроходного вала
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:
• ;
• . (7.3)
• Из выражения (7.3) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Проверяем правильность определения значений реакций:
• ;
• ,
• следовательно, реакции определены верно.
• Определяем реакции в опорах А и В в плоскости xOz.
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки А:
• ;
• , (7.4)
• Из выражения (7.4) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:
• ;
• . (7.5)
• Из выражения (7.5) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Проверяем правильность определения значений реакций:
• ;
• ,
• следовательно, реакции определены верно.
• Определяем суммарные реакции в опорах и , Н:
• ;
• ;
• ;
• .
• 7.2.2 Определение эквивалентной нагрузки
• Для роликовых конических подшипников эквивалентная нагрузка определяется по формуле
• , (7.6)
• где - коэффициент радиальной нагрузки;
• - коэффициент осевой нагрузки;
• - коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца по отношению к нагрузке;
• - радиальная нагрузка;
• - осевая нагрузка;
• - коэффициент безопасности, назначаемый в зависимости от характера нагрузки; для редукторов всех типов ;
• - температурный коэффициент, учитывающий температуру нагрева подшипника, если она превышает 373,15 °К.
• В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые силы , как составляющие радиальных нагрузок опор. Данные силы, Н, для конических роликовых подшипников определяются по формуле
• . (7.7)
• Для роликовых конических подшипников коэффициент осевого нагружения приведен в каталоге на подшипники. Для подшипника 7208 (см. таблицу 5, подраздел 6.4.1).
• Радиальные нагрузки опор (см. рисунок 7.1) Н; Н.
• ;
• .
• Значения расчетных осевых нагрузок и , действующих на радиально-упорные подшипники, складываются из внешней осевой силы и осевых составляющих радиальных нагрузок на подшипники и . В соответствии с принятой схемой расположения подшипников “в распор” (рисунок 7.1) и в зависимости от условий нагружения значения осевых нагрузок и могут быть определены по формулам, приведенным в таблице 9.6 [1, с.136].
• Поскольку и значения осевых нагрузок подшипников, Н, будут определяться по формулам
• ;
• ;
• .
• В дальнейшем расчет будем выполнять для подшипника опоры 2 (см. рисунок 7.1), как наиболее нагруженного. Определяем значение отношения для 2-й опоры быстроходного вала:
• .
• Поскольку , принимаем (см. таблицу 5, подраздел 6.4.1), .
• Определяем по формуле (7.6) значение эквивалентной нагрузки, Н:
• .
• 7.2.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
• Проверку правильности предварительного выбора подшипника для быстроходного вала проводим по формуле (7.1):
• ,
• следовательно, подшипник в опоре не выдержит нагрузки. Во 2 опоре применим сдвоенный подшипник, в этом случае изменится динамическая грузоподъемность .
• ,
• следовательно, подшипник 7208 пригоден.
• 7.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала
• 7.3.1 Определение реакций в опорах
• В соответствии с рисунком 6.4 (см. подраздел 6.4.2) и рисунком 5.1 составляем расчетную схему тихоходного вала (рисунок 7.2).
• Определяем реакции в опорах C и D в плоскости yOz.
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки C:
• ; , (7.8)
• где - делительный диаметр червячного колеса (см. таблицу 2), мм. Из выражения (7.8) определяем реакцию , Н:
• .
• Значения нагрузок на валы приведены в таблице 4 (см. подраздел 5.2), а размеров участков вала - в таблице 7 (см. подраздел 6.5).
• .
• Рисунок 7.2 - Расчетная схема тихоходного вала
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:
• ; . (7.9)
• Из выражения (7.9) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Проверяем правильность определения значений реакций:
• ;
• ,
• следовательно, реакции определены верно.
• Определяем реакции в опорах C и D в плоскости xOz.
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки C:
• ; , (7.10)
• Из выражения (7.10) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Составляем сумму моментов всех сил относительно точки B:
• ; . (7.11)
• Из выражения (7.11) определяем реакцию , Н:
• ;
• .
• Проверяем правильность определения значений реакций:
• ;
• ,
• следовательно, реакции определены верно.
• Определяем суммарные реакции в опорах и , Н:
• ;
• ;
• ;
• .
• 7.3.2 Определение эквивалентной нагрузки
• Радиальные нагрузки опор (см. рисунок 7.2) Н; Н.
• Для подшипника 7513 (см. таблицу 6, подраздел 6.4.2).
• Определяем осевые силы , как составляющие радиальных нагрузок опор, Н, по формуле (7.7)
• ;
• .
• В соответствии с принятой схемой расположения подшипников “в распор” (рисунок 7.2) и в зависимости от условий нагружения значения осевых нагрузок и определяем по формулам, приведенным в таблице 9.6 [1, с.136].
• Поскольку и значения осевых нагрузок подшипников, Н, будут определяться по формулам
• ;
• ;
• .
• В дальнейшем расчет будем выполнять для подшипника опоры 2 (см. рисунок 7.2), как наиболее нагруженного. Определяем значение отношения для 2-й опоры тихоходного вала:
• .
• Поскольку , принимаем , .
• Определяем по формуле (7.6) значение эквивалентной нагрузки, Н:
• .
• 7.3.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности
• Частота вращения тихоходного вала об/мин (см. таблицу 1); динамическая грузоподъемность подшипника 7513 Н (см. таблицу 6).
• Проверку правильности предварительного выбора подшипника для тихоходного вала проводим по формуле (7.1):
• ,
• следовательно, подшипник 7513 пригоден.
• 8. Разработка сборочного чертежа редуктора
• 8.1 Конструирование червячного колеса
• Основные параметры вала-червяка и червячного колеса (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектном расчете червячной передачи (см. таблицу 2). Конструкция вала-червяка и червячного колеса зависит главным образом от проектных размеров, материала, способа получения заготовки и масштаба производства. Зависимости, определяющие значения конструктивных элементов червячного колеса, приведены в таблице 10.4 [1, с. 164]. Основными конструктивными элементами червячного колеса являются обод, ступица и диск (рисунок 8.1).
• Рисунок 8.1 - Конструкция червячного колеса
• а и б - с напрессованным венцом (б -с натягом), в - цельное колесо из чугуна
• Обод воспринимает нагрузку от зубьев и должен быть достаточно прочным и в то же время податливым, чтобы способствовать равномерному распределению нагрузки по длине зуба. Жесткость обода обеспечивает его толщина S.
• Ступица служит для соединения колеса с валом и может быть расположена симметрично, несимметрично относительно обода или равна ширине обода. Это определяется технологическими или конструктивными условиями. Длина ступицы должна быть оптимальной, чтобы обеспечить, с одной стороны, устойчивость колеса на валу в плоскости, перпендикулярной оси вала, а с другой - получение заготовок ковко...