Расчет привода ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1.Выбор электродвигателя

1.1 Схема привода ленточного транспортера

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

1.3 Необходимая частота вращения

1.4 Выбор электродвигателя

2. Кинематический и силовой расчет

2.1 Уточнение передаточных чисел

2.2 Частота вращения валов

2.3 Угловые скорости вращения валов

2.4 Мощность, передаваемая на валы привода

2.5 Крутящие моменты на валах

3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи (цилиндрической косозубой)

3.2 Расчет червячной передачи

3.3 Цепная передача

4. Предварительный расчет валов

4.1 Вал-шестерня быстроходный (входной)

4.2 Промежуточный вал-червяк

4.3 Тихоходный вал

4.4 Выбор типов подшипников

5. Конструктивные размеры элементов передач

5.1. Шестерня

5.2 Зубчатое колесо

5.3 Червяк

5.4 Червячное колесо

6. Конструктивные размеры корпуса

7. Проверка долговечности подшипников

7.1 Проверка долговечности подшипников на входном валу

7.2 Проверка долговечности подшипников на промежуточном валу

7.3 Проверка долговечности подшипников на выходном валу

8. Подбор и проверка шпонок

8.1 Проверка шпонок на смятие

9. Выбор муфты

10. Уточненный расчет валов

10.1 Расчет вала шестерни

10.2 Расчет промежуточного вала

10.3 Расчет тихоходного вала

11. Выбор посадок деталей редуктора

12. Выбор смазки

Заключение

Список использованных источников



Введение

Расчет привода ленточного транспортера

Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей проекта является разработка привода ленточного транспортера. Привод состоит из электродвигателя, соединенного муфтой с червячно - цилиндрическим редуктором, внешней цепной передачей, а также из цепного конвейера. Вращательное движение от электродвигателя редуктору передается упругой муфтой.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые и червячная передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Схема привода ленточного транспортера

Рисунок 1.1 - Схема привода

Привод состоит из электродвигателя, цепной передачи и 2-х ступенчатого редуктора. Движение от электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора 1. Через косозубую цилиндрическую передачу 1-2 передается движение на промежуточный вал 2-3 и далее через червячную передачу 3-4 на выходной вал редуктора - 5-6, который цепной передачей соединен с валом барабана транспортера.

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

(1)

где P'эд - потребная мощность электродвигателя, Вт;

Pб - мощность на тихоходном валу, Вт;

общ - общий КПД привода.

Н;(2)

кГ(3)

где P - тяговое усилие, кГ,

FT - максимальное тяговое усилие ленты, Н;

V - скорость транспортера, м/с.

(4)

где 12, 34, 56, п - КПД отдельных передач и подшипников;

n - кол-во пар подшипников. Согласно схемы привода n = 4.

Принимается 12 = 0,97, 34 = 0,82 (уточнено, см. расчет червячной передачи) , 56 = 0,93, п = 0,99, м = 0,98

Вт;(5)

1.3 Необходимая частота вращения

Согласно заданию:

nЭД = 3000 об/мин (синхронное)

n/n = 5%

Следовательно асинхронное значение числа оборотов:

n`ЭД = 2850 об/мин

1.4 Выбор электродвигателя

Двигатель 4A90L-2

Параметры:

PЭД = 3000 Вт

nЭД =2850 об/мин

d =24 мм

Tпуск/Tном =2

Рисунок 1.2 - Электродвигатель 4A90L-2

d30=210мм, рррпапвпh=90мм, h10=11мм, h31=225мм b0=190мм, l30=337мм, l10=125мм, l31=56мм, l1=50мм, l0=165мм.

2. Кинематический и силовой расчет

2.1 Уточнение передаточных чисел

(6)

где uобщ - общее передаточное число

об/мин (7)

где nб - частота вращения тихоходной ступени; Dб - диаметр барабана конвейера; V - скорость транспортера

Тогда:

(8)

где u12, u34, u56 - передаточные числа ступеней uобщ - общее передаточное число редуктора.

Значения делительных диаметров и числа зубьев назначены согласно прототипу.

Принимаем:

u12 = 3

u34 = 15

Отсюда найдем u56:

(9)

2.2 Частота вращения валов

об/мин(10)

об/мин(11)

об/мин(12)

об/мин(13)

2.3 Угловые скорости вращения валов

с-1(14)

с-1 (15)

с-1(16)

С-1(17)



2.4 Мощность, передаваемая на валы привода

Вт (18)

Вт (19)

Вт (20)

Вт (21)

2.5 Крутящие моменты на валах

Нм (22)

Нм (23)

Нм (24)

Нм (25)

Таблица 1 - Результаты

Передача	Передаточное число	Вал	n, об/мин	, с-1	P, Вт	Т, Н*м
1-2	3	1	2850	298,5	2636	9
		2-3	950	99,5	2531	26
3-4	15
		4-5	63,3	6,6	2055	317
5-6	1,45
		6	43,7	4,6	1892	423

3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи 1-2 (цилиндрической косозубой)

3.1.1 Схема передачи

Рисунок 3.1 - Схема зубчатой передачи

3.1.2 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

износ;

усталостное выкрашивание;

усталостные поломки зубьев;

статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

уН < [у] Н

уF < [у] F

3.1.3 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:

Колесо -сталь 40Х

Шестерня -сталь 40Х

Термическая обработка - 1 группа:

колесо -улучшение

шестерня -улучшение

Таблица 2

Звено	Марка стали	Предельные размеры заготовки, мм	Термообработка	Твердость зубьев НВ	ут, МПа
Шестерня 1	сталь 40Х	до 125	улучшение	280	750
Колесо 2	сталь 40Х	до 200	улучшение	220	540

3.1.4 Расчет допускаемых напряжений

3.1.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

,(26)

где уHlimB - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм2;

KHL - коэффициент долговечности;

SH - коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) SH = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение, для сталей 45 и 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

.(27)

Hlim1 =2280+70=630 Н/мм2

Hlim2 =2220+70=510 Н/мм2

Рисунок 3.2 - График нагрузки

Найдем суммарное время работы привода:

(28)

t = 50.6853650,66724 = 20000 ч

Найдем базовые числа циклов перемены напряжений

(29)

NHO1 = 302802.4= 22 402 709

NHO2 = 302202.4= 12 558 440

Найдем эквивалентные числа циклов перемены напряжений

NHE = 60nic t((T1/Tm)3(t1/ t)+(T2/Tm)3(t2/ t))(30)

NHE1 = 602850120000((1)3(0,6)+(0,75)3(0,4)) = 2 629 125 000

NHE2 = 60950120000((1)3(0,6)+(0,75)3(0,4)) = 879 375 000

Коэффициенты долговечности:

(31)

Учитывая, что отношения ;

KHL1 = 1

KHL2 = 1

Тогда допускаемые контактные напряжения:

[]H1= 0,9(630/1,1) = 515,45 Н/мм2

[]H2= 0,9(510/1,1) = 417 Н/мм2

Согласно условию для передач с непрямыми зубьями:

Где []Hmin-меньшее из двух значений.

МПа

Условие выполняется

В качестве расчетного примем []H= 419,6 МПа

3.1.4.2 Допускаемые напряжения на усталостный изгиб

,(32)

где у0Flim - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм2;

KFL - коэффициент долговечности;

SF - коэффициент безопасности (принимаем SF = 1.75 для улучшенных сталей 45, 40Х (табл. 4.2-4.3, стр. 16-17, /5/)).

(33)

0Flim1 = 1,8280 = 504 Н/мм2

0Flim2 = 1,8220 = 396 Н/мм2

Базовое число циклов перемены напряжений:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

NHE1 = 2 629 125 000

NHE2 = 879 375 000

Коэффициент долговечности:

(34)

учитывая, что ; :

KFL1 = 1

KFL2 = 1

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

[]F1= 504/1,75 = 288 Н/мм2

[]F2= 396/1,75 = 226 Н/мм2

3.1.4.3 Пиковые нагрузки

Расчет на контактную прочность

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

,(35)

где ут - предел текучести материала при растяжении, Н/мм2.

[]Hmax1= 2,8750 = 2100 Н/мм2

[]Hmax2= 2,8640 = 1792 Н/мм2

Расчет на изгибную прочность:

(36)

где уFlimM - предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм2;

SFM - коэффициент безопасности (для улучшенных сталей 45, 40Х SFM = 1.75).

Учитывая, что:

(37)

Получим:

[]Fmax1= (4,8280)/1.75 = 768 Н/мм2

[]Fmax2= (4,8220)/1.75 = 603 Н/мм2

3.1.5 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчете на контактную выносливость

, (38)

при расчете на изгибную выносливость

, (39)

где KHв, KFв - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (ширине зубчатого венца);

KHV, KFV - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Ориентировочное значение коэффициентов концентрации нагрузки по длине можно определить из графиков (рис. 5.1, стр. 22, /5/).

.(40)

где u - передаточное число рассчитываемой передачи.

a - коэффициент ширины зубчатого венца

Зная, что:

а = b2/aw(41)

а = 17/78 = 0.2

Ширина зубчатого венца колеса согласована с прототипом.

Получим:

bd12 = 0,50,2(3+1) = 0.4

KH = 1,17 KF = 1,4

Значение коэффициентов KHV и KFV выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости зуба.

Приближенная скорость в зацеплении

,(42)

где nш - частота вращения шестерни, мин-1;

CV - вспомогательный коэффициент (для косозубых цилиндрических передач и 1 группы термообработки CV = 1500);

Tк - момент на колесе, Нм.

м/с

При окружной скорости менее 5 м/с степень точности изготовления - 8ая.

(табл. 5.2, стр. 24, /5/)

Выбираются значения коэффициентов KHV и KFV по табл. 5.3-5.4 (стр. 25-26, /5/)

KHV = 1,04 KFV = 1,11

Получаем предварительное значение коэффициентов нагрузки:

KH = 1,171,04 = 1,217

KF = 1,41,11 = 1,554

Уточнение окружных скоростей (см. проверочные расчеты передачи) показало, что необходимо уточнить коэффициенты нагрузки.

V12 = 5,78 м/с

При окружной скорости более 5 м/с степень точности изготовления - 7ая.

(табл. 5.2, стр. 24, /5/)

Значения коэффициентов KHV и KFV:

KHV = 1,06 KFV = 1,16

Тогда уточненные значения:

KH = 1,171,06 = 1,240

KF = 1,41,16 = 1,624

Расчет межосевого расстояния передачи

(43)

где Т23 - крутящий момент на колесе, Нм;

KH - коэффициент нагрузки;

u12 - передаточное число первой ступени;

a - коэффициент ширины зубчатого венца;

[H] - расчетное допускаемое напряжение, Н/мм2.

мм

Принимаем aw = 78 мм.

3.1.6 Определение основных параметров передачи

Модуль в зацеплении определяется из эмпирического соотношения

(44)

(модуль округляется до стандартного)

mn = 0,78…1,56 мм. Принимаем mn = 1 мм.

Суммарное число зубьев

,(45)

где - угол наклона зубьев на делительном цилиндре.

Т.к.значение угла в является неизвестным, то принимается для быстроходной ступени

Значение угла необходимо уточнить

(46)

Числа зубьев шестерни (округляется до целого)

(46)

Принимаем z1 = 38

Число зубьев колеса

(47)

Z2 = 153-38 = 115

Коэффициент смещения исходного контура х = 0.

Фактическое передаточное отношение

(48)

(49)

Т.к. передаточные числа уточненные (фактические) и предварительно рассчитанные отличаются не более чем на 2%, то в дальнейших расчетах будут использоваться принятые фактические значения передаточных чисел.

u12 = 3,03

3.1.7 Определение геометрических размеров зубчатых колес

Ширина зубчатого венца колеса

(50)

b2 = 780,2 = 17,16 мм.

Принимаем: b2 =17 мм.

Для снижения влияния погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерен принимается на 5-6 мм больше.

b1 = b2+5 = 17+5 = 22 мм.

Диаметры делительных окружностей:

(51)

d1 = (27838)/153 = 38,745 мм

d2 = (278115)/153 = 117,255 мм

Проверка межосевого расстояния:

(52)

aw12 = (38,745+117,255)/2 = 78 мм

Диаметры окружностей вершин

(53)

da1 = 38,745+21 = 40,745 мм.

da2 = 117,255+21 = 119,255 мм

Диаметры окружностей впадин

(54)

df1 = 38,745-2,51 = 36,245 мм

df2 = 117,255-2,51 = 114,755 мм

3.1.8 Проверочные расчеты передачи

Уточнение окружных скоростей и коэффициентов нагрузки

(55)

м/с

Полученное значение скорости находится не в том другом диапазоне. Необходимо уточнить новое значения KHV12 и KFV12. (см 3.1.5.1 Определение коэффициентов перегрузки)

Проверочный расчет по контактным напряжениям

(56)

Н/мм2

H12 < []H12 []H12= 419,6 Н/мм2

Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса.

,(57)

где YF - коэффициент формы зуба шестерни и колеса (табл. 6,5, стр. 32, /5/).

Выбираются YF в зависимости от приведенного числа зубьев zu

(58)

YF1 = 3,75

YF2 = 3,75

МПа

МПа

Проверочный расчет по максимальным пиковым нагрузкам

,(59)

где отношения Tmax/T - коэффициент перегрузки равный 2.

МПа

(60)

МПа

МПа

3.1.9 Определение сил в зацеплении

Определение окружной силы

(61)

Определение радиальной силы

(62)

Определение осевой силы

(63)

Н

Таблица 3 - Результаты расчетов.

Параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
Межосевое расстояние	aw	мм	78
Модуль	m	мм	1
Делительный диаметр шестерни	d1	мм	38,745
Делительный диаметр колеса	d2	мм	117,255
Диаметр вершин шестерни	da1	мм	40,745
Диаметр вершин колеса	da2	мм	119,745
Диаметр впадин шестерни	df1	мм	36,245
Диаметр впадин колеса	df2	мм	114,755
Ширина зубчатого венца шестерни	b1	мм	22
Ширина зубчатого венца колеса	b2	мм	17
Степень точности			7
Угол наклона зуба на делительном цилиндре		-	116'
Окружная сила	Ft	Н	443,48
Радиальная сила	Fr	Н	164,48
Осевая сила	Fa	Н	87



3.2 Расчет червячной передачи.

3.2.1 Схема передачи

Рисунок 3.3 - Схема червячной передачи.

3.2.2 Критерий работоспособности и расчёта передачи.

Основными видами отказов червячных передач являются заедание, износ и усталостное выкрашивание.

Заеданию наиболее подвержены передачи с колёсами, изготовленными из твёрдых материалов: безоловянной бронзы, латуни и чугуна.

Износ поверхностей зубьев колёс имеет место во всех передачах независимо от материала.

Усталостное выкрашивание является частым видом повреждения передач с колёсами из мягкой оловянной бронзы, относительно стойкой к заеданию.

Поэтому основным критерием расчёта червячных передач должен стать расчёт на контактную прочность и выносливость (при усталостном выкрашивании) поверхностей. Расчёт по контактным напряжениям проводится в форме проектного и проверочного. Все расчёты и выбор допускаемых напряжений производится только для колеса, поскольку его материалы по прочностным характеристикам значительно уступают термообработанным сталям, из которых изготовлены червяки.

3.2.3 Выбор материала и числа зубьев.

Выбираем материал для червячного колеса исходя из значения скорости скольжения:

(64)

м/с

Таблица 4

Звено пары	Материал	Термообработка, твердость	p , МПа	T , МПа
Червяк 3	Сталь 40Х	Закалка ТВЧ 45…50 HRC	900	750
Колесо 4	ЛАЖМц66-6-3-2 в кокиль	165 HB	450	295

Вид червяка - ориентировочно эвольвентный.

3.2.4 Определение допускаемых напряжений.

Контактные напряжения

(65)

Учитывая, что твердость на поверхности витков червяка 45 HRC:

МПа

[]H = 250-252.9 = 177.5 МПа

Напряжения на изгиб

(66)

(67)

МПа

Найдем коэффициент долговечности:

(68)

(69)

(70)

где KFE - коэффициент эквивалентности

NK - суммарное число циклов перемены напряжений

Тогда получаем:

МПа

3.2.4.3 Предельные допускаемые напряжения

[]Hmax = 2T (71)

[]Hmax = 2295 = 590 Мпа

[]Fmax = 0,8T(72)

[]Fmax = 0,8295 = 236 МПа

3.2.5 Число витков червяка и предварительное число зубьев колеса

Число витков червяка z3 выбираем в зависимости от u34 (стр. 33, /1/)

u34 = 15, следовательно z3 = 2

Тогда

z4 = z3 u34 (73)

z4 = 215 = 30

3.2.6. Коэффициент нагрузки K'

K'= K'v K' (74)

K' = 0,5(K+1)(75)

K =1,18 по графику начального коэффициента распределения нагрузки (Рис. 2.12, стр. 33, /1/)

K' = 0,5(1,20 + 1) = 1,09

Принимаем K'v = 1,15 т.к. K'v находится в диапазоне 1,1…1,2.

K'= 1,09 1,15 = 1,25



3.2.7 Межосевое расстояние передачи

(76)

мм

Принимаем: aw34 = 145 мм

3.2.8 Коэффициент диаметра червяка

(77)

Принимаем: q = 8

Проверка условия необходимой жесткости

Условие выполняется.

3.2.8 Коэффициент смещения

(78)



3.2.9 Угол подъема линии витка червяка:

-на делительном цилиндре:

;(79)

;

-на начальном цилиндре

;(80)

;

Основной угол подъема

(81)

3.2.10 Окончательное значение передаточного числа и межосевого расстояния

(82)

3.2.11 Размеры червяка и колеса

Червяк:

диаметр делительный:

;(83)

мм

Диаметр начальный:

;(84)

мм

диаметр вершин:

;(85)

мм

диаметр впадин:

;(86)

мм

длина нарезанной части червяка:

;(87)

мм

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину b1 увеличивают, при мм на 25мм:

мм

Колесо:

диаметр делительный:

;(88)

мм

диаметр вершин зубьев:

;(89)

мм

диаметр впадин:

;(90)

мм

диаметр колеса наибольший:

;(91)

где к=2 для передач с эвольвентным червяком.

, мм

Ширина венца:

,(92)

;

3.2.12 Уточненные значения предварительно установленных параметров

Фактическая скорость скольжения

(93)

где dw3 - начальный диаметр червяка.

(94)

мм

Тогда скорость скольжения:

м/с

Допускаемое контактное напряжение

МПа

Коэффициент концентрации нагрузки

(95)

где - коэффициент деформации червяка; - отношение средневзвешенного вращающего момента т Tном , согласно графику нагрузки.

Коэффициент деформации червяка выбираем из таблицы (табл. 8, стр. 21, /5/)

= 57

(96)

Тогда:

Степень точности 8ая.

Примем:

Тогда:

КПД передачи

(97)

где ' - приведенный угол трения в зацеплении, выбираем из таблицы (табл. 11, стр. 24, /5/)



3.2.13 Силы в зацеплении

Рисунок 3.4 - Схема сил в зацеплении

Окружная сила на колесе:

(98)

Н

Н

Окружная сила на червяке:

;(99)

Н

Н

Радиальная сила:

;(100)

Н

3.2.14 Проверочные расчеты передачи

Контактные напряжения

МПа

Условие выполняется.

Напряжение изгиба

(101)

где YF4 - коэффициент формы зуба, выбирается по таблице (табл. 12, стр. 26,/5/), в зависимости от числа зубьев эквивалентного колеса ZV ;

(102)

YF4 = 1,64

Тогда:

МПа;

Условие выполняется.

3.2.15 Проверка статической прочности зубьев

Проверка зубьев колеса на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента .

(103)

где - максимальный вращающий момент; - передаточное число на участке кинематической цепи между валом двигателя и валом червячного колеса; - КПД передач находящихся на том же участке кинематической цепи.

(104)

где - паспортная мощность электродвигателя (кВт); - частота вращения вала электродвигателя.

Н*м

Н*м

Статическая прочность на изгиб

(105)

МПа

Условие выполняется

Статическая прочность поверхности зубьев

(106)

Мпа

3.2.13 Тепловой расчет

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев.

Мощность (Вт) на червяке:

;(107)

Температура нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

;(108)

где - коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму; - максимально допустимая температура нагрева масла (зависит от марки масла).

Поверхность А охлаждения корпуса равна сумме поверхности всех его стенок за исключением поверхности дна, которой корпус прилегает к плите или раме. Размеры стенок корпуса можно взять по эскизному проекту. Приближенно площадь А поверхности охлаждения корпуса можно принимать в зависимости от межосевого расстояния. (стр. 37, /1/)

; ;

МПа

3.2.14 Итоговые таблицы

Таблица 5 - Параметры червячной передачи

Параметры и обозначения	Формула	Численное значение
Модуль зацепления m, мм		8
Коэффициент диаметра червяка q		8
Число витков червяка z		2
Передаточное число		15
Вид червяка		ZI
Межосевое расстояние aw34, мм		145
Число зубьев колеса z4	z4 = z3 u34	30
Коэффициент смещения x, мм		-0,875

Таблица 6 - Геометрические параметры червяка

Параметры и обозначения	Формула	Численное значение
Делительный диаметр d3, мм		64
Начальный диаметр dw3, мм		50
Основной диаметр dВ, мм		35.57
Делительный угол подъема витка червяка
Начальный угол подъема витка червяка w3
Основной угол подъема витка червяка В
Высота головки витка червяка ha3, мм		8
Высота витка червяка h3, мм		17.55
Диаметр вершин витков da3, мм		80
Диаметр впадин витков df3, мм		44.9
Длина нарезанной части червяка b3, мм		129.96
Радиус кривизны переходной кривой f3, мм		2.4
Радиус закругления вершин витка k3, мм		0.8
Расчетный шаг червяка p3, мм		25.136
Ход червяка pz3, мм		50.272
Делительная толщина по хорде витка Sa3, мм		12.193
Высота до хорды витка червяка ha3, мм		8.034

Таблица 7 - Геометрические параметры червячного колеса

Параметры и обозначения	Формула	Численное значение
Делительный диаметр d4, мм		240
Диаметр вершин зубьев da4, мм		242
Наибольший диаметр колеса dam4, мм		254
Диаметр впадин зубьев df4, мм		206.9
Ширина зубчатого венца b4, мм		60
Условный угол обхвата 2		104.2
Радиус выемки поверхностей вершин зубьев Ra, мм		24
Радиус закругления венца колеса по впадине Rf, мм		41.6
Радиус кривизны переходной кривой f4, мм		2.4
Радиус закругления вершин витка k4, мм		0.8



3.3 Цепная передача

Рисунок 3.5 - Цепная передача

Выбираем для передачи цепь приводную роликовую ПР по ГОСТ 13568-75.

Исходные данные:

Н*м

Вт

об./мин.

ч

3.3.1 Число зубьев ведущей звездочки

(109)



3.3.2 Число зубьев ведомой звездочки

(110)

3.3.3 Фактическое передаточное отношение

(111)

(112)

Условие выполняется.

3.3.4 Коэффициент эксплуатации

(113)

где - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки ;

- коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при ;

- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи; до ;

- коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи. Автоматическое регулирование: ;

- коэффициент, учитывающий температурный режим; = 1;

- коэффициент, учитывающий способ смазки. Периодическая: ;

- коэффициент, учитывающий периодичность работы. Односменная: ;

Так как способ смазывания назначают в зависимости от скорости цепи, то необходимо найти её приближенное значение:

(114)

где c - коэффициент, выбираемый по частоте вращения ведущей звездочки n45;

c = 1.5

м/с

Тогда:

;

3.3.5 Расчетный шаг цепи

(115)

где - расчетный шаг цепи, мм; Т45 - вращающий момент на валу меньшей звездочки, Нмм; z5 - число зубьев малой звездочки; - допускаемое давление в шарнирах, Н/мм2; m - число рядов цепи; Кэ - коэффициент, учитывающий условия монтажа передачи и эксплуатации.

Для определения допускаемого давления в роликовых шарнирах необходимо знать приближенное значение шага цепи:

(116)

мм;

Согласно условию для звездочки с числом зубьев z5 = 26 табличное значение допускаемого давления в роликовых шарнирах необходимо умножить на поправочный коэффициент:

(117)

Табличное значение принимаем по таблице (табл. 1.5, стр. 15, /8/)

(118)

Мпа

Тогда:

мм;

Принимаем =31,75 мм.



3.3.6 Выбор приводной цепи

об/мин;

ПР-31,75-89

рц = 31,75 ммb7 = 46

Ввн = 19,05b = 24

d2 = 9,53 ммQ = 89 кН

d1 = 19,05 ммq = 3,8 кг

h = 30,2Aоп = 262,2 мм2

3.3.7 Средняя скорость движения цепи

(119)

Способ смазывания не меняется. Периодическое смазывание через 6-8 часов.

3.3.8 Предварительное межосевое расстояние.

(120)

мм;

(121)

мм;

3.3.9 Число звеньев цепи (длина цепи в шагах)

;(122)

3.3.10 Уточненное межосевое расстояние

(123)

мм

Для нормальной работы передачи необходимо, чтобы ведомая ветвь имела некоторое провисание.

Значение монтажного межосевого расстояния:

(124)

мм;

(125)

мм;

3.3.11 Проверочные расчеты передачи

Износостойкость шарниров цепи.

(126)

где - окружная сила, передаваемая цепью;

(127)

H;

Мпа;

Условие выполняется, недогруз менее 35%.

Статическая прочность цепи на разрыв.

; (128)

где Q - разрушающая нагрузка проверяемой цепи, Н; Fmax - максимальное натяжение ведущей ветви, Н;

(129)

где Кд - Коэффициент динамической нагрузки (табл. 1.2, стр. 13, /8/)

(130)

где - коэффициент, учитывающий провисание цепи, в зависимости от угла наклона линии центров звездочек (град); q - масса одного метра цепи, кг;

(131)

Тогда:

Так как < 5 м/с, величиной можно пренебречь.

Н;

Условие выполняется.

Проверочный расчет цепи на сопротивление усталости пластин

(132)

где - коэффициент влияния на сопротивление усталости пластин числа зубьев малой звездочки и частоты её вращения; (табл. 1.9Э, стр. 20, /8/) - коэффициент, учитывающий влияние шага цепи на сопротивление усталости (табл. 1.10, стр. 20, /8/); - коэффициент, учитывающий число рядов цепи; - коэффициент, учитывающий тип цепи;

=2,77

=1,2

=1,0

=0,96

Мпа;

Условие выполняется.

Нагрузка на валы цепной передачи

(133)

Н;

3.3.12 Проектирование звездочек цепной передачи

Таблица 8 - Выбор материала звездочек

Звено пары	Материал	Термообработка	Твердость
Ведущая звездочка 3	Сталь 20	Закалка, отпуск	54…62 HRC
Ведомая звездочка 4	Сталь 20	Закалка, отпуск	54…62 HRC

Расчет геометрических параметров звездочки

- диаметр делительной окружности;

;(134)

мм;

-диаметр окружности выступов;

;(135)

К = 0,555 , выбираем в зависимости от по таблице (стр. 24, /8/)

(136)

мм;

Таблица 9 - Основные зависимости для расчета параметров профиля зубьев звездочек

Параметр	Исходные данные и расчетная формула
Шаг цепи	= 31,75 мм;
Диаметр ролика	= 19,05 мм;
Геометрическая характеристика зацепления	=
Число зубьев звездочки	= 26
Диаметр делительной окружности	=263,41 мм
Диаметр окружности выступов	=279,11 мм;
Коэффициент высоты зуба К	К = 0,555
Радиус впадин	=9,62 мм;
Диаметр окружности впадин	мм;
Смещение центров	мм;
Наибольшая хорда	мм

4. Предварительный расчет валов

По величине крутящего момента на валу и, используя формулы, найдем номинальные диаметры валов.

4.1 Вал-шестерня быстроходный (входной)

Рисунок 4.1 - Быстроходный вал

(137)

Принимаем = 18 мм;

(138)

где t =3

мм;

Принимаем = 25 мм;

(139)

где r = 2

мм;

Принимаем = 30 мм;

Промежуточный вал-червяк

Рисунок 9 - Промежуточный вал

(140)

мм;

Принимаем = 20 мм;

(141)

где f = 1

мм;

Принимаем = 35 мм;

(142)

мм;

Принимаем =30 мм;

(143)

мм;

Принимаем = 40 мм;

4.3 Тихоходный вал

Рисунок 10 - Тихоходный вал

(144)

мм;

Принимаем = 40 мм;

(145)

мм;

Принимаем = 50 мм;

мм;

Принимаем = 60 мм;

Принимаем = 56 мм;

Основные размеры хвостовика вала конического по ГОСТ 12081-72:

d = 40 мм, l1 = 110 мм, l2 = 82 мм, dср = 35,9 мм, b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5,0 мм, t2 = 3.3 мм,d1 = М242.

4.4 Выбор типов подшипников

Быстроходный вал устанавливаем на радиальный шариковый подшипник и радиальный подшипник с короткими роликами. Такой выбор подшипников обусловлен удобством монтажа вала.

Для промежуточного вала-червяка назначаем подшипники роликовые радиально-упорные по схеме «враспор». Подбираем руководствуясь ГОСТ 27365-87.

Для выходного вала назначаем подшипники роликовые радиально-упорные по схеме «враспор»

Основные размеры подшипников согласно сводим в таблицу

Таблица 10

№п/п	Схема уст.	Подш.
1	Фиксирующий Плавающий	50205 42205	25 25	52 52	-	15 15	0,5 1,5	19,5 16,8	10 8,8
2-3	Враспор	7606А	30	72	28,75	27	1,5	63	55,0
4-5	Враспор	7210А	50	90	21,75	20	1,5	70,4	55,0

Эскизы подшипников

Таблица 11

	Подшипник шариковый радиальный однорядный, легкой серии 200
	Подшипник радиальный роликовый однорядный, с короткими роликами, легкой серии. 4200
	Подшипники роликовые радиально-упорные, серии 7000

5. Конструктивные размеры элементов передач

5.1 Шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом, её размеры:

5.2 Зубчатое колесо

Форма зубчатого колеса может быть плоской или с выступающей ступицей.

В данном редукторе используется зубчатое колесо с выступающей ступицей. При большом диаметре колеса-заготовки получают свободной ковкой с последующей токарной обработкой. Для уменьшения объема на дисках колес выполняют выточки.

Рисунок 11 - Зубчатое колесо

Конструктивные размеры колеса:

, (155)

принимаем мм,

, (156)

принимаем мм,

, (157)

принимаем мм,

, (158)

принимаем мм,

, (159)

принимаем мм,

5.3 Червяк

Червяк выполняем из стали и заодно с валом. Геометрические размеры червяка, в том числе длина нарезанной части и ориентировочное расстояние между опорами, известны из расчетов и эскизного чертежа редуктора. Поэтому при конструировании вала-червяка эти данные являются исходными.

Одним из основных требований, предъявляемых к ним, является обеспечение высокой жесткости червяка. Для этого расстояние между опорами стараются делать как можно меньше.

5.4 Червячное колесо

Червячное колесо изготовляется составным: центр - из стали, зубчатый венец из бронзы ЛАЖМц66-6-3-2, выбранной в расчете передач. Наплавленный венец - оптимальное решение, т.к. при этом снижаются требования к точности обработки сопрягаемых поверхностей венца и центра, не нужны прессы для их соединения, не иребуется крепление винтами.

Рисунок 12 - Червячное колесо

Конструктивные размеры колеса

, (160)

принимаем мм,

, (161)

принимаем мм,

, (162)

принимаем мм,

, (163)

принимаем мм,

, (164)

принимаем мм;

6. Конструктивные размеры корпуса.

К корпусным относятся детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей узла. Так как корпусная деталь имеет сложную форму, поэтому их чаще всего получают методом литья. При конструировании литой корпусной детали стенки следует по возможности выполнять одинаковой толщины. Чем больше размеры корпуса, тем толще должны быть его стенки.

-Толщину стенки, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса, вычисляют по формуле:

мм,

где Т - вращающий момент на тихоходном валу.

, принимаем мм

-Толщина фланцев корпуса и крышки:

1.Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

,

мм, принимаем мм(165)

2.Нижнего пояса корпуса:

,

мм, принимаем мм (166)

-Толщина ребер основания корпуса и ребер крышки:

,

, , принимаем мм(167)

-Диаметры болтов:

1.Фундаментных: ,(168)

где - межосевое расстояние на тихоходной ступени передачи.

, (169)

Принимаем фундаментные болты с резьбой М16.

2.Болтов, соединяющих крышку с корпусом:

, (170)

мм

Принимаем болты с резьбой М12.

7. Проверка долговечности подшипников

Рисунок 13 - Пространственная схема сил

7.1 Проверка долговечности подшипников на входном валу

Для расчета ресурсов подшипников учтем действие консольной силы со стороны электродвигателя.

(177)

Н;

Рисунок 14

(178)

Н;

(179)

Н;

Силы, действующие в зацеплении: Н,

Н,

Н

мм, мм,

Рисунок 15

Находим реакции опор

(171)

Н;

(172)

Н;

(173)

Н;

(174)

Н;

Проверка:

(175)

Суммарные реакции:

(176)

Рисунок 16 - Схема нагружения вала 1

Рассчитываем первый шариковый радиальный подшипник.

Н;

Н;

Н.

Для принятого подшипника (из табл. 24.10, /1/) находим кН, кН;

Соотношение

Следовательно, (по табл. 3, стр. 26, /7/) , а отношение

;

тогда ,

где - динамическая грузоподъемность;

- коэффициент осевого нагружения;

- коэффициент осевой нагрузки;

- коэффициент радиальной нагрузки.

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипника:

Н; (180)

где - коэффициент безопасности, принимаем по табл.7.4 /1/;

- температурный коэффициент, принимаем в зависимости от рабочей температуры ( для ).

- коэффициент вращения; = 1 (вращается внутреннее кольцо);

(181)

m = 3; для шарикового радиального подшипника.

Так как расчетный ресурс больше требуемого: ,то предварительно назначенный подшипник 50205 пригоден.

Для роликового радиального подшипника кН; кН

Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипника:

Н;

m = 10/3; для радиального роликового подшипника.

Так как расчетный ресурс больше требуемого: ,то предварительно назначенный подшипник 42205 пригоден.

7.2 Проверка долговечности подшипников на промежуточном валу

Н; Н

Н, Н

Н; Н

мм, мм,

Рисунок 17

Находим реакции опор

(182)

Н;

(183)

Н;

(184)

Н;

(185)

Н;

Проверка:

(186)

Суммарные реакции:

(187)

Рисунок 18 - Схема нагружения вала 2-3

Для принятых подшипников 7606А кН; кН

Эквивалентная радиальная нагрузка определяется по формуле:

, (188)

Определяем осевые составляющие от радиальных сил:

Н;(189)

Н;

Параметр осевого нагружения для выбранного типа подшипника

Из условия равновесия вала:

(190)

Н;(191)

Тогда согласно схеме нагружения

(192)

Решением данной системы является один из двух вариантов:

1)

Этот вариант не подходит т.к.

2)

Тогда из условия равновесия вала:

Н;

Условие выполняется.

Для определения X и Y сравним отношение и ,

X=0,4; Y=1,6.

X=1; Y=0.

Эквивалентная динамическая нагузка:

Н

Н

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника.

Определяем долговечность подшипника:

,где - базовая радиальная динамическая грузоподъемность,

- показатель степени ( для роликовых подшипников)

ч

Расчетный ресурс больше требуемого следовательно, выбранный подшипник 7606А пригоден.

Альтернативный вариант

Рассмотрим возможность использования подшипника 7306А. Использование подшипников данной серии не требует изменения конструкции корпуса.

Для принятых подшипников 7306А кН; кН; е = 0,31

Определяем осевые составляющие от радиальных сил:

Н;

Н;

Из условия равновесия вала:

Н;

Тогда согласно схеме нагружения

Решением данной системы является один из двух вариантов:

1)

Этот вариант не подходит т.к.

2)

Тогда из условия равновесия вала:

Н;

Условие выполняется.

Для определения X и Y сравним отношение и ,

X=0,4; Y=1,9.

X=1; Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Н

Н

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника.

Определяем долговечность подшипника:

,где - базовая радиальная динамическая грузоподъемность,

- показатель степени ( для роликовых подшипников)

ч

Расчетный ресурс меньше требуемого .

Однако, если учесть переменный режим работы, согласно графику нагрузки, то:

Н;

где Ке - коэффициент эксплуатации.

Тогда расчетная долговечность примет значение:

ч

Расчетный ресурс больше требуемого следовательно, выбранный подшипник 7306А пригоден.

7.3 Проверка долговечности подшипников на выходном валу

Н;

Н,

Н;

Н;

мм, мм, мм;

Рисунок 19

Вычисляем реакции опор:

(193)

Н;

(194)

Н;

(195)

Н;

(196)

Проверка:

(197)

Суммарные реакции:

Рисунок 20 Схема нагружения вала 4-5

Рассчитываем ресурс подшипника типа 7210А:

кН; кН

Эквивалентная радиальная нагрузка определяется по формуле:

,

Определяем осевые составляющие от радиальных сил:

Н;

Н;

Параметр осевого нагружения для выбранного типа подшипника

Из условия равновесия вала:

(198)

Н;(199)

Тогда согласно схеме нагружения

(202)

Решением данной системы является один из двух вариантов:

1)

Этот вариант не подходит т.к.

2)

Тогда из условия равновесия вала:

Н;

Условие выполняется.

Для определения X и Y сравним отношение и ,

X=0,4; Y=1,4.

X=1; Y=0.

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Н

Н

Дальнейший расчет ведем для наиболее нагруженного подшипника.

Определяем долговечность подшипника:

ч;

Расчетный ресурс больше требуемого следовательно, выбранный подшипник пригоден.



8. Подбор и проверка шпонок

Рисунок 21 - Шпоночное соединение

Таблица 10 - Геометрические размеры шпонок

Вал	Место установки	Диаметр d, мм	Сечение шпонки, мм	Фаска s, мм	Глубина паза, мм	Длина l, мм
			b	h		t1	t2
1	полумуфта	18	6	6	0,2	3,5	2,8	25
2-3	колесо зубчатое	20	6	6	0,2	3,5	2,8	20
4-5	червячное колесо	56	16	10	0,5	6,0	4,3	80
4-5	звездочка	40	10	8	0,4	5	3,3	60

8.1 Проверка шпонок на смятие

(203)

где T - передаваемый вращающий момент;

dср - диаметр вала (средний) в месте установки шпонки;

h, b, l - линейные размеры шпонки;

t1 - глубина паза вала.

Проверочный расчет шпонкок 6625 и 6620 ГОСТ 23360-78, на валах 1 и 2-3.

Т.к. материал ступицы - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[усм] = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 161080 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5 под червячное колесо .

Т.к. материал ступицы - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[усм]к = 120 Н/мм2.

Проверочный расчет шпонки 10860 ГОСТ 23360-78, на валу 4-5 под звездочку.

Т.к. материал ступицы - сталь, то допускаемое напряжение смятия

[усм]5з = 120 Н/мм2.

Проверка показала, данные шпонки можно использовать в шпоночных соединениях редуктора.



9. Выбор муфты

Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться упругая муфта с торообразной оболочкой (ГОСТ Р 50892-96). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента.

, (204)

где k - коэффициент, учитывающий эксплуатационные условия, для ленточных транспортеров при нагрузке спокойной - k = 1.5

;

Рисунок 22 - Муфта с торообразной оболочкой.

Таблица 11 - Основные параметры МУВП

T, Н*м	d,мм	D, мм	L. мм	L,мм
20	18; 24	125	160	52



10. Уточненный расчет валов

Основными нагрузками на валы являются силы от передач, которые передаются через насаженные на них детали: зубчатые и червячные колеса, муфты и т.д. При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины и эти сечения принимаются за расчетные. Под действием постоянных по величине и направлению сил во вращающихся валах возникают напряжения, изменяющиеся по симметричному циклу.

10.1 Расчет вала шестерни

Рисунок 23

Расчеты для построения эпюр

Плоскость XOZ:

1-ый участок (0 z a)

2-ой участок (a z (a+b))

(205)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(206)

Плоскость YOZ:

1-ый участок (0 z a)

2-ой участок (a z (a+b))

(207)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(208)

Проверочный расчет

Материал быстроходного вала - сталь 40Х, 280 HB следовательно среднее значение предела прочности МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

(209)

МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

(210)

МПа;

Проверяем коэффициент запаса прочности вала в месте посадки опоры «1» - сечение А-А. Концентрацию напряжений вызывает гарантированный натяг подшипника.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

=0(211)

Следовательно, производим расчет коэффициента запаса прочности только на кручение:

(212)

где - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;

- масштабный фактор для касательных напряжений;

Осевой и полярный момент сопротивления для сплошного круглого сечения:

(213)

(214)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

(215)

(216)

; принимаем по таблице (табл. 8.7 /2/)

;

Условие выполняется, так как >>.



10.2 Расчет промежуточного вала

Рисунок 24

Расчеты для построения эпюр

Плоскость XOZ:

1-ый участок (0 z a)

(217)

2-ой участок (a z (a+b))

(218)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(219)

Плоскость YOZ:

1-ый участок (0 z a)

(220)

2-ой участок (a z (a+b))

(221)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(222)

Проверочный расчет

Материал промежуточного вала - сталь 40Х, твердость поверхности витков червяка - 45…50 HRC, следовательно среднее значение предела прочности МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа;

Проверяем коэффициент запаса прочности вала в месте посадки опоры «3» - сечение Б-Б. Концентрацию напряжений вызывает гарантированный натяг подшипника.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Н*м;

Осевой и полярный момент сопротивления для сплошного круглого сечения:

Амплитуда нормальных напряжений

(223)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным а касательным напряжениям

(224)

;

Коэффициент запаса прочности

(225)

Условие выполняется, так как >.



10.3 Расчет тихоходного вала

Рисунок 25

Расчеты для построения эпюр

Плоскость XOZ:

1-ый участок (0 z a)

(226)

2-ой участок (a z (a+b))

(227)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(228)

Плоскость YOZ:

1-ый участок (0 z a)

(229)

2-ой участок (a z (a+b))

(230)

3-й участок ((a+b) z (a+b+c))

(231)

Проверочный расчет

Материал тихоходного вала - сталь 40Х, твердость - 45…50 HRC, следовательно среднее значение предела прочности МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

МПа;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

МПа;

Проверяем коэффициент запаса прочности вала в месте посадки червячного колеса - сечение В-В.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Н*м;

Осевой и полярный момент сопротивления для сплошного круглого сечения:

(232)

(233)

Амплитуда нормальных напряжений

(234)

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным а касательным напряжениям

(235)

;

Коэффициент запаса прочности

(236)

Условие выполняется, так как >.

Проверяем коэффициент запаса прочности вала в месте посадки подшипника «6» - сечение Г-Г. Концентрацию напряжений вызывает гарантированный натяг подшипника.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

Н*м;

Осевой и полярный момент сопротивления для сплошного круглого сечения:

Амплитуда нормальных напряжений

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности вала по нормальным а касательным напряжениям

;

Коэффициент запаса прочности

Условие выполняется, так как >.

11. Выбор посадок деталей редуктора

Зубчатое и червячное колёса: H7/s6. Данная посадка позволяет упростить конструкцию и сборку деталей и обеспечить высокую степень их центрирования

Шпоночные соединения: P9/Js9. Шпонки обычно сопрягаются по ширине с валом по неподвижной посадке, с втулкой - по одной из подвижных посадок. Натяг необходим для того, чтобы шпонка не перемещалась при эксплуатации, а зазор - для компенсации неизбежных неточностей пазов и их перекоса.

Кольца п...