Проектирование привода к скребковому конвейеру

Размещено на http://www.allbest.ru//

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет»

Институт КПМТО Кафедра МАХП

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

Спроектировать привод к скребковому конвейеру

2017

Техническое задание на курсовое проектирование

Задание. Спроектировать привод к скребковому конвейеру

Требуется:

1)Выбрать электродвигатель. Определить кинематические и силовые характеристики привода

2)Рассчитать открытую и закрытую передачи.

Выполнить тепловой расчёт зубчатой передачи.

3)Провести расчет валов на прочность и жесткость. 4)Выбрать подшипники по динамической грузоподъемности.

5) Разработать:

чертеж общего вида привода;

сборочный чертеж горизонтального цилиндрического редуктора;

-рабочие чертежи деталей (вала-шестерни, колеса зубчатого, вала тихоходного; крышки подшипника).

Вариант	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
Тяговая сила цепи F, кН	8	7	15	16	13	8	10	13	14	16
Скорость тяговой цепи V , м/с	0,45	0,70	0,30	0,45	0,60	0,55	0,65	0,60	0,65	0,65
Шаг тяговой цепи р , мм	80	100	100	125	100	80	125	100	80	100
Число зубьев звездочки z	7	7	7	9	8	7	8	9	8	7
Срок службы привода LГ , годы	6	5	5	8	9	6	8	7	5	6

1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий КПД привода:

h = h Чh Чh 3 Чh ,

общ 1 2 3 4

где hобщ - общий КПД привода;

h₁ - КПД открытой ременной передачи;

h₂ - КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

h₃ - КПД пары подшипников качения;

h₄ - КПД муфты.

По таблице 1.1 [1, с. 7] назначаем следующие значения КПД элементов привода: h1 = 0,95;h2 = 0,98;h3 = 0,99;h4 = 0,98 .

hобщ = 0,95 Ч 0,98 Ч 0,99 Ч 0,98 = 0,885 .

Определяем мощность вала рабочей машины Ррм , Вт:

Pрм = F Ч v ,

где F - тяговая сила цепи, Н; v - скорость тяговой цепи, м/с.

P = 7 Ч103 Ч 0,70 = 4900 .



Определяем требуемую мощность электродвигателя P1ў , Вт:

P1ў = P4 h_общ ,

P1ў = 4760 0,87 = 5471 .

Определяем общее передаточное число привода:

uоў _бщ = u1ў Ч u2ў , где uоў бщ - общее передаточное число привода;

u1ў - передаточное число открытой клиноременной передачи;

u2ў - передаточное число закрытой цилиндрической зубчатой передачи. По таблице 8.1 [1, с. 162-163] предварительно назначаем передаточное число открытой клиноременной передачи u1ў = 3 ; передаточное число закрытой цилиндрической зубчатой передачи u2ў = 4 .

uоўбщ = 3 Ч 4 = 12 .

Определяем требуемую частоту вращения рабочей машины вала:

n4 = 60Ч v (p Ч D),

где n4 - частота вращения вала рабочей машины, об/мин; D - диаметр тяговой звездочки, м.

Диаметр тяговой звездочки , мм, определяем по формуле

D = p / sin(180 / z) ,

где p - шаг тяговой цепи, мм; z - число зубьев тяговой звездочки

D = 100 / sin(180 / 7) = 230,5 .

n4 = 60 Ч 0,70 (p Ч 0,2305 ) = 58,03

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

n1ў = n4 Ч uоў бщ ,

где n1ў - требуемая частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n4 - частота вращения вала рабочей машины, об/мин.

n1ў = 58,03 Ч12 = 696,36.

По найденным значениям P1ў = 5,471 кВт и n1ў = 696,36 об/мин по таблице Г1 [1, с. 476] выбираем электродвигатель 4А132M8У3, мощность которого P1 = 5,5 кВт, частота вращения вала n1 = 715 об/мин.

1.2 Кинематический и силовой расчет привода

Уточняем общее передаточное число привода:

uобщ = n1 n4 ,

uобщ = 715 58,03 = 12,32 .

Принимаем передаточное число закрытой цилиндрической зубчатой передачи u2 = u2ў = 4 . Уточняем передаточное число открытой клиноременной передачи:

u1 = uобщ u2 ;

u1 = 12,32 4 = 3,08 .

Определяем частоты вращения ni , об/мин, и угловые скорости w_i , рад/с, валов привода:

n1 = 715; w 1 = p Ч n1 30; w 1 = p Ч 715 30 = 74,84 ; n2 = n1 / u1 = 232; w2 = w1 / u1 = 74,84 / 3,085 = 24,3 ; n3 = n2 u2 ; n3 = 232 4 = 58 ;

w3 = w2 u2 ; w3 = 24,3 4 = 6,075 ;

n4 = n3 ; w4 = w3 ;

Определяем мощности Pi , Вт, на валах привода:

P1 = 5500 ;

P2 = P1 Чh1 Чh3 ; P2 = 5500 Ч 0,92 Ч 0,995 = 5034,7 ;

P3 = P2 Чh2 Чh3 ; P3 = 5034,7 Ч 0,98 Ч 0,995 = 4909,3 ;

P4 = P3 Чh4 Чh3 ; P4 = 4909,3 Ч 0,98 Ч 0,995 = 4787,1 .

Определяем крутящие моменты Ti , Н·м, на валах привода:

Ti = Pi w_i , i =1, 2,...,4 ;

T1 = 5500 74,84 = 73,5;

T2 = 5034,7 24,3 = 207,2 ;

T3 = 4909,3 6,075 = 808,1 ;

T4 = 4787,1 6,075 = 788 .



2.Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Определяем срок службы привода

Срок службы привода Lг = 5 лет. Режим работы постоянный. Коэффициент годового использования K Г = 1 . Коэффициент суточного использования K С = 0,7 .

Lh = Lг Ч 365 Ч 24 Ч K Г Ч KС

Lh = 5 Ч 365 Ч 24 Ч1Ч 0,7 = 30660 ч

2.2 Выбор материала зубчатых колес

В качестве материала зубчатых колес по таблице 10.2 [1, с. 199] выбираем сталь 45, термообработка У.

2.3 Расчет допускаемых контактных напряжений

По формуле, приведенной в таблице 10.3[1, с. 201], определяем предел контактной выносливости материала шестерни s H lim и колеса s H lim , МПа:

s H lim = 2 Ч HBср + 70 = 2 Ч (269 + 302) / 2 + 70 = 641.

s H lim = 2 Ч HBср + 70 = 2 Ч (235 + 262) / 2 + 70 = 567

Для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение)

???? = 1,1 … 1,2. Принимаем ???? = 1,1.



Для косозубых и шевронных передач определяется среднее допускаемое напряжение по формуле:

[??_??] = 0,45 • ([??_??1 ] + [??_??2 ]) ? 1,23 • [??_???????? ] [???? ] = 0,45 • (582,73 + 515,45) ? 1,23 • 515,45

[???? ] = 494,181 ? 634

2.4 Проектный расчет на контактную выносливость. Определение основных геометрических параметров передачи

По таблице 10.5 [1, с. 204] назначаем коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию

y ba = b aw = 0,4.

В зависимости от расположения колеса относительно опор (по условию задачи - симметричное) предварительно выбираем коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KHb = 1,05 .

Определяем межосевое расстояние aw , мм:

a = K Ч (u + 1) T3 Ч K Hb

w a 3 [s ]2 Ч u 2 Чy

H ba



где u - передаточное число закрытой передачи;

К_а - вспомогательный коэффициент, К_а =430 ;

y ba - коэффициент ширины колеса по межосевому расстоянию;

Т₃ - крутящий момент на выходном валу закрытой передачи, Нм;

[s ] - допускаемое контактное напряжение, МПа;

KHb - коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине зубчатого венца, KHb =1,09.

a = 430 Ч (4 + 1)Ч 3 808,1Ч1,05 = 174,03 .

w 500 2 Ч 42 Ч 0,4

Принимаем стандартное значение (подраздел 10.8) [1, с. 205] aw = 170

мм.

Определяем модуль зацепления, мм, по следующей рекомендации:

???? = (0,01 … 0,02) • ????;

m_n = (0,01..0,02)Ч170 = (1,7...3,4).

Из полученного интервала модулей выбирается стандартное значение модуля (подраздел 10.8) [1, с. 206]:

mn = 3 .

Определяем ширину зубчатого венца колеса, мм:

b2 = aw Ч yba ; b2 = 170 Ч 0,4 = 68 .

Принимаем из ряда нормальных линейных размеров ГОСТ 6636-69 ширину зубчатого венца колеса b2 = 71 мм.

Ширина венца шестерни: ??1 = ??2 + (2 … 4) = 75 мм.

Определяем минимальный угол наклона зубьев, град.:

???????? = ???????????? • (3,5 • ????/??2)

??_?????? = ???????????? • (3,5 • 71) = 8,50451.

Определяем суммарное число зубьев:

?? = 2•???? • ?????? ;

S ???? ??

zS = (2 Ч170 / 3)Ч cos8,50451 = 112,09 .

Принимаем zS = 112 .

Уточняем угол наклона зубьев по формуле (10.8) [1, с. 186]:

?? = ???????????? • 3•112 = 8,79741. ?? = 8°47?51??.

Определяем по формулам (10.10) [1, с. 186] число зубьев шестерни и колеса:

z1 = 112 (4 + 1) = 22 ; z2 = 112 - 22 = 90 .

Уточняем передаточное число:

u = z z ; ; Du = uф - u Ч100 Ј 4 % ;

ф 2 1 u

u = 90 22 = 4,09 ; Du = 4,09 - 4 Ч100 = 2,25 Ј 4 % .

Определяем по формулам делительные диаметры, мм:

d = 3 Ч 22 = 67 ; d = 3 Ч 90 = 273 .

1 cos 8,79741 2 cos8,79741

По формуле проверяем межосевое расстояние:

aw = (67 + 273) 2 = 170 .

Определяем диаметры вершин и впадин зубьев, мм:

dai = di + 2 Ч mn ; d fi = di - 2,5Ч mn ;

da = 67 + 2 Ч 3 = 73 ; da = 273 + 2 Ч 3 = 279 ;

2.5 Проверочный расчет на контактную выносливость

Поверочный расчет на контактную выносливость проводим по формуле (10.15) [1, с. 206]

o = Z Ч Z Ч Z Ч wHt Ч uф ± 1 Ј [s ] .

H H M e d u H

Коэффициент ZH = 2,5 при суммарном коэффициенте смещения xS = 0.

При изготовлении зубчатых колес из сталей коэффициент ZM » 192 МПа1/2.

Для косозубой цилиндрической передачи коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле:

Ze = 1 ea .

Для цилиндрических передач, изготовленных без смещения, коэффициент торцевого перекрытия определяем по формуле

ea = [1,88 - 3,2 Ч (1/ z1 + 1/ z2 )] Ч cos b ;

ea = [1,88 - 3,2 Ч (1/ 22 + 1/ 90)] Ч cos 8,79741 = 1,68 ;

Z_e = 1 1,68 = 0,772 .

Удельная окружная сила, Н/мм, определяется по формуле

wHt = (Ft b2 )Ч KHa Ч KHb Ч KHv .

Определяем окружное усилие, Н:

Ft = 2 ЧT d ;

Значение коэффициента K Ha определяем в зависимости от степени точности передачи. Степень точности назначаем по таблице 10.8[1, с. 208] в зависимости от окружной скорости, м/с:

v = p Ч d Ч n 60 ; v1 = p Ч 0,067 Ч 232 60 = 0,81

следовательно, степень точности - 9; K Ha = 1,10 .

Значение коэффициента KHb определяем по таблице 10.6[1, с. 205] в зависимости от значения коэффициента ширины зубчатого венца:

y_bd = b / d1; y bd = 71 / 67 = 1,06 ; KHb = 1,04 .

Значение коэффициента KHv назначаем по таблице 10.9[1, с. 209];

KH = 1,02.

wHt = (6052,5 / 71)Ч1,10 Ч1,04 Ч1,02 = 99,5;

o = 2,5 Ч192 Ч 0,772 Ч 99,5 Ч 4,09 + 1 = 503,8 Ј 500 .

H 67 4,09

2.6 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяем отдельно для колеса и шестерни по формуле (10.13)

[s _F ]= (s _{F lim} SF )Ч KFC Ч KXF ЧYR Ч KFL .

При улучшении (HB ? 350) предел выносливости s F lim = 1,75 Ч HBср , коэффициент безопасности SF = 1,75 таблица 10.3 [1, с. 201].

Для передач с односторонним приложением нагрузки коэффициент

K FC = 1,0 .

Для объемно-термообработанных сталей коэффициент, учитывающий размеры зубчатых колес:

K XF = 1,03 - 0,006 Ч m ; K XF = 1,03 - 0,006 Ч 3 = 1,012 .

При полировании коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зубьев, YR = 1,05...1,2 - большие значения при улучшении и закалке ТВЧ; Принимаем YR = 1,1.

Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба определяем по формуле:

KFL = m NF 0 NFE і1

При HB ? 350 показатель степени кривой усталости m = 6 , K FL = 1...2

NF 0 = 4 Ч10⁶ - базовое число циклов перемен напряжений для всех сталей;

N FE - эквивалентное число циклов перемен напряжений, определяемое аналогично числу циклов N HE .

N FE1 = 60 Ч 232 Ч 30660 = 426,8 Ч10 ;

N FE2 = 60 Ч 58 Ч 30660 = 106,7 Ч10 .

Поскольку NF 01 < NFE1 и NF 02 < NFE2 коэффициенты долговечности принимаем равными KFL1 = KFL2 = 1.

Определяем допускаемые напряжения изгиба, МПа:

для шестерни [s F ] = (1,75 Ч 285,5 /1,75)Ч1,0 Ч1,012 Ч1,1Ч1 = 317,8 .

для колеса [s F ] = (1,75 Ч 248,5 /1,75)Ч1,0 Ч1,012 Ч1,1Ч1 = 276,6

2.7 Проверочный расчет на выносливость при изгибе

Расчетные напряжения изгиба, МПа, на переходной поверхности зубьев шестерни и колеса определяются по формуле

s _F = Y_F ЧYb ЧYe Ч w_Ft m_n Ј [s _F ],

Коэффициент формы зуба YF определяем по рисунку 10.11 [1, с. 210] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни zv1 и колеса zv2 (подраздел 10.12) [1, с. 212] и коэффициентов смещений x1 и x2 .

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса определяем по формуле:

z_v = z cos³ b ; z = 22 cos3 8,79741 = 22 ,8 ; z = 90 cos3 8,79741 = 93,3 .

Находим при коэффициентах смещения шестерни и колеса x1 = x2 = 0 значения коэффициентов формы зуба:

YF = 4,0 ; YF = 3,6.

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев:

Yb = 1- eb Чb 120o і 0,7 .

Коэффициент осевого перекрытия определяем по формуле:

eb = b2 px = bw Чsin b (pЧ mn ) ; e b = 71Ч sin 8,79741 (p Ч 3) = 1,153 ;

Yb = 1-1,153 Ч (8,79741 120o ) = 0,915 і 0,7

Коэффициент, учитывающий перекрытие работы зубьев:

Ye = 1 ea ; Ye = 1 1,68 = 0,595 .

Удельную окружную силу, Н/мм, определяем по формуле:

wFt = (Ft b2 )Ч KFa Ч KFb Ч KFv .

На основании результатов экспериментальных исследований передач с углом наклона зубьев 8o Ј b Ј 25o значение коэффициента KFa можно определить по формуле:

K = 1 + 0,85 Ч h* Ч u - 1 z ,

где h* = 1 - коэффициент высоты головки зуба (подраздел 10.1) [1, с. 183].

KFa = 1+ 0,85 Ч1Ч 4,09 -1 22 = 1,068 .

Значение коэффициента KFa можно также принять равным значению коэффициента K Ha (таблица 10.7) [1, с. 208].

Для симметричного расположения колеса относительно опор при HB ? 350 KFb = 1,08; KF = 1,04 .

wFt = (6052,5 / 71) Ч1,068 Ч1,08 Ч1,04 = 102,3 .

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса по напряжениям изгиба:

для шестерни: s F = 4 Ч 0,915 Ч 0,595 Ч102,3 3 = 74,3 < 317,8 ;

для колеса: s F = 3,6 Ч 0,915 Ч 0,595 Ч102,3 3 = 66,8 < 276,6

2.8. Силы в зацеплении

В общем случае (косозубая цилиндрическая передача) нормальная сила в зацеплении Fn раскладывается на три составляющие (рисунок 10.12) [1, с. 212]:

– окружное усилие Ft = 2 ЧT2 dw2 = 2 ЧT1 dw1 ;

– радиальное усилие Fr = Fti Ч tg a cos b ; i = 1, 2 ;

– осевое усилие (для прямозубых передач равно нулю) Fa = Fti Ч tgb

где a = 20o - угол профиля.

– окружное усилие: (раздел 2.5); Ft 1 = 6185 .

F = 2 Ч808,1Ч103 273 = 5920.

– радиальное усилие:

Fr1 = 6185 Ч tg 20 cos 8,79741 = 2277,96 ;

Fr 2 = 5920 Ч tg 20 cos 8,79741 = 2180,36 .

- осевое усилие:

Fa1 = 6185 Ч tg 8,71741 = 948,36.

Fa 2 = 5920 Ч tg 8,71741 = 907,73.



3.Расчет открытой передачи

3.1 Выбор сечения ремня

Выбор сечения ремня производится по номограмме (рисунок 3.1) [1, с. 306] в зависимости от мощности, передаваемой ведущим шкивом, Р₁, кВт и его частоты вращения n₁, об/мин. При частоте вращения ведущего шкива n₁=715 об/мин и передаваемой мощности Р₁=5,5 кВт выбираем сечения ремня В(Б).

3.2 Определение геометрических параметров ременных передач

Диаметр ведущего шкива d₁, мм, приближенно рассчитывается по формуле

?? = (30 … 40) • 3v73,5 = 146,6.

Значение d₁ уточняем по стандартному ряду диаметров шкивов:

d₁= 160 мм.

Диаметр ведомого шкива d₂ определяется по формуле 16.5 [1, с. 292]:

??2 = 160 • 3,08 • (1 ? 0,01) = 487,9.

Значение d₂ уточняем по стандартному ряду диаметров шкивов:

d₂= 500 мм.



Уточняем передаточное число:

uф = d2 /(d1 Ч(1-e ));

uф = 500 /(160 Ч(1- 0.01))= 3,16 .

Определяем расхождение между ранее принятым и фактическим передаточными числами:

Du = uф - u u Ч100 % Ј 3 % ;

Du = 3,16 - 3,08 3,08 Ч100 % = 2,6 % Ј 3 % .

Проверяем условие:

?? = ?? • ??1 • ??1/60 ? [??].

?? = ?? • 0,160 • 715/60 = 5,99 ? 25.

Межосевое расстояние a определяется конструктивными особенностями привода. Рекомендуемое значение межосевого расстояния выбирается с учетом следующего условия:

0,7 • (??1 + ??2) ? ?? ? 2 • (??1 + ??2).

0,7 • (160 + 500) ? ?? ? 2 • (160 + 500).

462 ? ?? ? 1320.

Принимаем a = 1000 мм.

При приятых значениях d₁, d₂, a определяется угол обхвата ремнем ведущего (малого) шкива б:

?? = 180° ? ??,

где в - угол между ветвями ремня. Значение угла в определяется по формуле:

sin (2) = (??₁ + ??₂)/(2 • ??),

Учитывая, что в/2 не превышает 15°, приближенно принимается значение синуса равным аргументу:

?? ? 57 • (??2 ? ??1)/??,

Окончательно имеем:

?? = 180 ? 57 • (??1 + ??2)/??,

?? = 180 ? 57 • (160 + 500)/1000,

?? = 142°.

?? ? ???????? = 120° ? условие выполняется.

При принятых значениях d₁, d₂, a определяется расчетная длина ремня L:

?? = 2?? ? 0,5 ? р ? (??2 + ??1) + (??2 ? ??1)²/4??,

(500 ? 160)²

?? = 2 • 1000 ? 0,5 ? р ? (500 + 160) + • 1000,

?? = 3065,1 мм.

Выбираем из ряда стандартных длин: 3150 мм.

Проверяем условие, условно характеризующее долговечность ремня и гарантирующее при его соблюдении срок службы 1000…5000 ч:



?? = ??/?? ? [??],

где ?? ? число пробегов ремня в секунду; [??] ? допустимое значение.

?? = 5,99/3,150 ? [??],

?? = 1,90 ? 30 - условие выполняется.

При принятом значении уточняется межосевое расстояние:

a = • {2?? ? ?? • (??₂ + ??₁) + v[2?? ? ?? • (??₂ + ??₁)]2 ? 8 • (??₂ ? ??₁)2}, 8

a = • {2 • 3150 ? ?? • (500 + 160)

+ v[2 • 3150 ? ?? • (500 + 160)]2 ? 8 • (500 ? 160)2} = 1043 мм.

3.3 Расчет по тяговым способностям

Определяем мощность P₀, передаваемая одним ремнем определенного сечения при базовой длине L₀ и спокойном режиме работы (таблица 16.5) [1, с. 306].

Принимаем P₀ = 2,09 кВт.

Определяем мощность P_р, передаваемая одним ремнем для заданных условий эксплуатации:

???? = ??0 • ???? • ???? • ????,

где ???? ? коэффициент, учитывающий влияние длинны ремня (таблица 16.6) [1, с. 308];

???? ? коэффициент, учитывающий передаточное число (таблица 16.7) [1, с. 310].

Коэффициент ???? ? определяется по формуле:

??_?? = 1,24 • (1 ? ??^???/110),

???? = 1,24 • (1 ? ??^?142/110) = 0,899.

???? = 2,09 • 0,899 • 1,07 • 1,14 = 2,292 кВт.

Определяем необходимое число ремней передачи:

?? = ??₁ • ??_??/(??_?? • ??_??),

где ???? ? коэффициент, учитывающий предполагаемое число ремней ( таблица 16.8) [1, с . 310];

???? ? коэффициент динамической нагрузки и режима работы клиновых ремней в приводах промышленного оборудования определяется по таблице 16.4 [1, с. 304].

?? = 5,5 • 1,3/(2,292 • 0,80) = 4.

Определяем начальное натяжение ремня F₀, Н, для передач с закрепленными центрами по формуле:

(2,5 ? ????) • ??1 • ????

??0 = 500 • + ??п • ??²,

???? • ?? • ??

где ??п ? погонная масса клинового ремня, кг/м

(2,5 ? 0,899) • 5,5 • 1,3

??0 = 500 • + 0,18 • 5,99² = 272,18.

0,899 • 5,99 • 4

Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней , Н:



???? = ??1 • 10³/??,

???? = 5,5 • 10³/5,99 = 918,2.

Силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей клинового ремня, Н:

F₁ = F₀ + F_t 2 Ч z , F1 = 272,18 + 918,2 2 Ч 4 = 386,955.

F2 = F0 - Ft 2 Ч z , F2 = 272,18 - 918,2 2 Ч 4 = 157,405.

При круговом движении ремня со скоростью v возникает дополнительное натяжение ремня F_v от центробежных сил, Н:

???? = ?? • ?? • ??²,

где ?? = 1250 … 1400 кг/м³ ? плотность материала ремня;

?? ? площадь поперечного сечения ремня, м2

???? = 1300 • 143 • 10^?6 • 5,99² = 6,67.

Сила давления на вал F_r комплекта клиновых ремней, Н:

Fr = 2 Ч F0 Ч z Ч sin 2 ,

F = 2 Ч 272,18 Ч 4 Ч sin 142 = 2058,81.

3.4 Проверочный расчет

o max = s 1 + s v + s F1 Ј s -1 ,



где s1 - напряжение от натяжения ведущей ветви ремня, Н/мм ;

o v - напряжение от действия центробежных сил, Н/мм2;

s F1 - напряжение изгиба в месте огибания ремнем меньшего шкива, Н/мм2;

s - = 10 Н/мм2 - предел выносливости материала ремня.

o = F0 + Ft

1 A 2 Ч z Ч A

o = Е Ч h d

и и 1

s = r Ч v2 Ч10-6

где Е_и = 80…100 Н/мм2 - модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней;

h - высота сечения клинового ремня

o = 272,18 + 918,2 = 2,71;

1 143 2 Ч 4 Ч143

o и = 90 Ч11 160 = 6,19 ;

s v = 1300 Ч 5,99 Ч10 = 0,047 ;

s max = 2,71 + 6,19 + 0,047 = 8,947 Ј 10

Условие выполняется.



4.Выбор муфты

4.1Общие рекомендации

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные муфты не расцепляемого класса в стандартном исполнении.

Для соединения выходных концов вала двигателя и быстроходного вала редуктора, установленных, как правило, на общей раме, применяют упругие втулочно-пальцевые муфты (таблица 22.5) [1, с. 448] и муфты со звездочкой (таблица 22.6) [ 1, с. 449]. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы.

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяют цепные муфты (таблица 22.4) [1, с. 441], зубчатые муфты (таблица 22.2) [1, с. 434], 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.

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых Da , радиальных Dr и угловых Dg смещений.

Однако при расчете опорных реакций в подшипниках следует учитывать действие со стороны муфты силы Fм , вызванной радиальным смещением валов Dr (исключением являются муфты с торообразной оболочкой). Угловые смещения валов незначительны и нагрузку, вызванную ими на валы и опоры, можно не учитывать.



4.2 Расчетный вращающий момент

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Tн , Н·м, установленный стандартом (таблицы 22.2, 22.4

- 22.6) [1]. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр , Н·м, который не должен превышать значение номинального момента:

Т р = T Ч Кр Ј Тн ,

Где Kр - коэффициент, учитывающий режим работы привода;

T - наибольший действующий момент, Н Ч м ;

Т p - расчетный момент, Н Ч м ;

Т н - номинальный момент, Н Ч м .

В проектируемом приводе муфта соединяет тихоходный вал редуктора (закрытой цилиндрической передачи) и приводной вал рабочей машины. Поэтому в соответствии с пунктом 4.1 выбираем зубчатую муфту. Муфта

передает крутящий момент T = 808,1 Ч10 3 Н·мм.

Определяем диаметр выходного конца тихоходного вала редуктора d1, мм, (диаметр посадочной поверхности под полумуфту):

d1 і 3 T1 (0,2 Ч[t]),

где [t] = 20...25 - допускаемое напряжения на кручение (применяют заниженным для учета деформации изгиба), МПа; меньшие значения берут для быстроходного, большие для тихоходного вала редуктора.

d1 і 3 808,1Ч10 (0,2 Ч 25) = 54,47 .

Tр =1,5 Ч 808,1 =1212,15 Ј Tн .

По найденным значениям d1 = 54,47 мм и Tр = 1200 Н·м по таблице 22.2 [1, с. 434] выбираем муфту с посадочным диаметром d1 = 55 мм и номинальным вращающим моментом Tн = 1600 Н·м.

4.3 Определение нагрузки от муфты

Для зубчатых муфт нагрузка на вал Fм , Н, определяется по формуле:

Fм » (0,15...0,20) Ч F0 ,

??0 = 2??/??0,

??0 = ?? • ??.

где ??0 = ?? • ?? - делительный диаметр полумуфты; z - число зубьев полумуфты;

m - модуль зацепления.

??0 = 2,5 • 38 = 95 мм;

??0 = 2 • 808,1 • 10³/95 = 17012,63;

Fм = 0,15 Ч17013,63 = 2552,04.



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 Силовая схема нагружения валов редуктора

Силовая схема нагружения валов позволяет 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 1 - Силовая схема нагружения валов редуктора



6. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка 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 [t] .

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

Для опор валов цилиндрических колес редукторов и коробок передач чаще всего применяют шариковые радиальные подшипники. Первоначально принимают подшипники легкой серии. Если при последующем расчете подшипника по динамической грузоподъемности легкой серии окажется недостаточно, то принимают подшипник более тяжелой серии. При значительных размерах шариковых подшипников в качестве опор валов цилиндрических колес используют подшипники конические роликовые.

В соответствии с приведенными выше рекомендациями выбираем для быстроходного вала шариковый радиальный подшипник средней серии, а для

тихоходного вала шариковый радиальный подшипник легкой серии

6.3 Выбор материала валов

Для большинства валов применяют термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х, одинаковые для быстроходного и тихоходного вала.

Для высоконапряженных валов ответственных машин применяют легированные стали 40ХН, 40ХН2МА, 30ХГТ, 30 ХГСА и др.

Для быстроходных валов, вращающихся в подшипниках скольжения, требуется высокая твердость цапф. Данные валы изготавливают из цементируемых сталей 20Х, 12ХН3А, 18ХГТ или азотируемых сталей типа 38Х2МЮА.

В качестве материала валов редуктора выбираем сталь 40Х, которая имеет следующие механические характеристики (таблица 19.1) [1, с. 350]: термообработка - улучшение; твердость - не менее 270 HB; предел текучести

sт = 750 Н/мм2, предел прочности sв = 900 Н/мм2; предел выносливости при симметричном цикле нагружения s-1 = 410 Н/мм2.

6.4 Определение геометрических параметров ступеней валов

Вал редуктора представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров, насаженных на вал деталей (рисунки 2 и 3).

Диаметры di ступеней валов (рисунок 19.2) [1, с. 353] определяют в соответствии с рекомендациями, изложенными в [1, с. 352 - 354]. Длины li ступеней (участков) валов определяются из построения эскизной компоновки редуктора.

6.4.1 Быстроходный вал редуктора

1) Определяем размеры выходного конца быстроходного вала редуктора. Диаметр участка вала d1 (рисунок 2), мм, определяем по формуле:

d1 = 3 T1 Ч103 (0,2 Ч[t]) ,

Где T1 = 207,2 - крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Н·м

[t ] = 20...25 - допускаемое касательное напряжение, МПа [1, с. 352].

d1 = 3 207,2 Ч10 (0,2 Ч 20) = 37,28

Диаметры участков вала округляем до ближайшего стандартного значения, а диаметр вала под подшипник согласуют с диаметром внутреннего кольца подшипника.

Принимаем d₁ = 40.

Длину выходного конца вала находим по таблице 19.2 - 19.3 [1, с. 353]:

l1 = 82 мм.

Рисунок 2 - Конструкция быстроходного вала редуктора

2) Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник. Диаметр 2-й ступени вала d2 , мм, определяем по формуле:

d2 = d1 + 2 Ч t ,

где t - высота буртика, мм; выбирается в зависимости от диаметра d1

по таблице 19.4 [1, с. 354]; t1 = 3,5 мм.

d2 = 40 + 2 Ч 3,5 = 47.

Длину 2-й ступени вала l2 , мм, определяем по формуле

l2 »1,5Ч d2 ;

l2 »1,5Ч 47 = 70,5 .

Принимаем стандартные значения размеров участка вала: учетом диаметра внутреннего кольца подшипника); l2 = 71 мм.

3) Вал выполнен за одно целое с шестерней.

Диаметр данного участка вала уже найден при выборе муфты для соединения тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины: d1 = 55 мм (см. подраздел 4.2).

Длину выходного конца вала находим по таблице 19.2 - 19.3 [1, с353]:

l1 = 82 мм.

Рисунок 4 - Конструкция тихоходного вала редуктора

2) Определяем размеры 2-й ступени вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник. Диаметр 2-й ступени вала d2 , мм, определяем по формуле:

d2 = d1 + 2 Ч t ,

Где t - высота буртика, мм; выбирается в зависимости от диаметра

d1 по таблице 19.4 [1, с. 354]; t1 = 4,5 мм.

d 2 = 55 + 2 Ч 4,5 = 64 .

Принимаем стандартные значения размеров участка вала: d 2 = 65 мм(с учетом диаметра внутреннего кольца подшипника); l2 = 80 мм.

3) Определяем размеры 3-й ступени вала под зубчатое колесо. Диаметр 3-й ступени вала d3 , мм, определяем по формуле:

d3 = d 2 + 3 Ч r



где r - координата фаски подшипника; выбирается в зависимости от диаметра d2 по таблице 14.4 [1, с. 354]; r = 3,5 мм.

d3 = 65 + 3 Ч 3,5 = 75,5 .

Принимаем стандартное значение d ₃ = 75 мм.

Из рисунка 5 определяем длину 3-й ступени вала l3, мм:

l3 = lст + 2 Ч x ; где l_ст - длина ступицы зубчатого колеса, мм;

x - расстояние между внутренней стенкой редуктора и торцом зубчатого колеса, мм;

Длина и диаметр ступицы зубчатого колеса, мм, определяются по рекомендациям:

lст = (1,0...1,5) Ч d ; d_ст =1,55Ч d ,

где d = d3 - посадочный диаметр вала под зубчатое колесо, мм.

l_ст = (1,0...1,5) Ч 75 = 75...112,5 ; d ст = 1,55 Ч 75 = 116,25 .

Учитывая ширину зубчатого венца зубчатого колеса b2 = 71 мм, принимаем по таблице А1 [1, с. 470] lст = 95 мм; d ст = 120 мм. Окончательная длина ступицы зубчатого колеса принимается после проверочного расчета шпонки на прочность (если она предусмотрена).

l3 = 95 + 2 Ч 8 = 111.

Принимаем стандартное значение l₃ = 110 мм.



6.5 Разработка эскизной компоновки редуктора

Чертеж общего вида редуктора (эскизная компоновка) определяет:

- положение колес редуктора, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников);

– расстояния lБ и lТ между условными шарнирными опорами (точками приложения реакций подшипников) быстроходного и тихоходного валов;

– расстояния lоп и lм 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.



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 Crр

, Н, с базовой Cr ,Н, или базовой долговечности L10h , ч, с требуемой Lh , ч, по условиям:

Crр Ј Cr или L10h і Lh .

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника Cr , представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L10h составляющей 106 оборотов внутреннего кольца. Значения Cr указаны в таблицах 6 и 7 (подразделы 6.4.1 и 6.4.2).

Требуемая долговечность подшипника Lh предусмотрена ГОСТ 16162-

93 и составляет для зубчатых редукторов Lh > (10…25)10³ ч. При определении Lh следует учесть срок службы (ресурс) проектируемого привода, рассчитанный в подразделе 2.1, а также рекомендуемые значения требуемой долговечности подшипников Lh различных машин (таблица 20.1) [1, с. 392].

Базовая долговечность подшипника L10h , ч, определяется по формуле:

10 6 ж C ц p

L = Ч з r ч і L ,

10h 60 Ч n и P ш h

где n - частота вращения вала (быстроходного или тихоходного), об/мин;

P - эквивалентная приведенная нагрузка, Н;

p - показатель степени; ( p = 3 - для шариковых подшипников);

7.2 Проверочный расчет подшипников быстроходного вала

7.2.1 Определение реакций в опорах

В соответствии с рисунком 3 (подраздел 6.4.1) и рисунком 1 составляем расчетную схему быстроходного вала (рисунок 6).

Определяем реакции в опорах А и В в плоскости yOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки А:

еM A(F) = 0; еM A (F ) =Fr1 Ч lБ 2 - Fa1 Ч d1 2 - YB Ч lБ = 0 ,

d1 = 67 - делительный диаметр шестерни

Проверяем правильность определения значений реакций:

еFx = 0 ;

еFx = Fоп - X A - X B + Ft 1 = 2058,81 - 7666,64 - 577,17 + 6185 = 0 .

следовательно, реакции определены верно.

Определяем суммарные реакции в опорах RA и RB , Н:

RA = X ² + Y ² ; R = 7666,64 2 + 1415,24 2 = 7796,17 ;

RB = X ² + Y ² ; R = 577,17 2 + 862,72 2 = 1038 .

B B B

7.2.2 Определение эквивалентной нагрузки

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников и роликовых конических подшипников эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Р = (X Ч Rr + Y Ч Ra ),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Rr - радиальная нагрузка;

Ra - осевая нагрузка.

Радиальные нагрузки опор (рисунок 6) Rr = RB =1038 Н;

Rr = RA = 7796,17 Н.

Значения расчетных осевых нагрузок Ra1 и Ra2 , действующих на шариковые радиальные подшипники, складываются из внешней осевой силы

Для выбранного типа подшипник выписывают следующие данные:

Для шариковых радиальных и радиально-упорных подшипников с углом контакта б < 18є значения динамической Cr и статической C0r радиальных грузоподъемностей (таблица 6 подраздел 6.4);

Для шариковых радиальных подшипников с углом контакта б = 0є определяют значение относительной нагрузки f 0 Ra / C0r ( Ra = Fa - значение внешней осевой силы, f₀ - выбирается по таблице 20.4 [1, с. 396]), по найденному значению которой далее по таблице 20.3 [1, с. 395] находят соответствующее значение коэффициента осевого нагружения e.

f R / C = 13 Ч 948,36 30 Ч103 = 0,41

Выбираем значение коэффициента осевого нагружения e = 0,26 .

Определяем значение отношения Ra (Rr ) для 1-ой и 2-й опоры быстроходного вала:

Ra Rr = 948,36 /1038 = 0,914

Ra Rr = 948,36 / 7796,17 = 0,122 .

Поскольку Ra2 Rr = 0,122 < 0,41 , принимаем Y = 0 , X = 1 , так как

Ra Rr = 0,914 > 0,41, принимаем Y = 1,71, X = 0,56 .

7.3 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

7.3.1 Определение реакций в опорах

В соответствии с рисунком 5 (подраздел 6.4.2) и рисунком 1 составляем расчетную схему тихоходного вала (рисунок 7).

Определяем реакции в опорах C и D в плоскости yOz.

Составляем сумму моментов всех сил относительно точки C:

еMC (F) = 0 ; - Fr2 Ч lТ 2 + YD Ч lT + Fa2 Ч d2 2 = 0,

где d 2 = 273 - делительный диаметр зубчатого колеса, мм.

Проверяем правильность определения значений реакций:



еFx = 0 ;

е Fx = -X C - Ft 2 + X D - Fм = 5947,83 - 5920 + 2523,87 - 2552,04 = 0

следовательно, реакции определены верно.

Определяем суммарные реакции в опорах RC и RD , Н:

RC = X ² + Y ² ; R = (-5947 ,83) 2 + (-2021,8) 2 = 6282,07 ;

7.3.2 Определение эквивалентной нагрузки

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников и роликовых конических подшипников эквивалентная нагрузка определяется по формуле:

Р = (X Ч Rr + Y Ч Ra ),

где X - коэффициент радиальной нагрузки;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

Rr - радиальная нагрузка;

Ra - осевая нагрузка.

Радиальные нагрузки опор (рисунок 7) Rr = RC = 6282,07 Н;

Rr = RD = 2528,85 Н.

Значения расчетных осевых нагрузок Ra1 и Ra2 , действующих на шариковые радиальные подшипники, складываются из внешней осевой силы Fa . В соответствии с принятой схемой расположения подшипников “в распор” (рисунок 7) и в зависимости от условий нагружения значения осевых нагрузок Ra1 и Ra2 могут быть определены по формулам,

Определяем значение эквивалентной нагрузки для первой опоры, Н:

Р1 = (1Ч 6282,07 + 0 Ч 907,73)= 6282,07 .

Определяем значение эквивалентной нагрузки для второй опоры , Н:

Р2 = (0,56 Ч 2528,85 + 1,71Ч 907,73) = 2968,37 .

7.3.3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Проверку правильности предварительного выбора подшипника для быстроходного вала проводим по формуле (подраздел 7.1), выбираем наибольшее значение эквивалентной нагрузки Р1 = 6282,07 :

10 ⁶ ж 56000 ц3

L = Ч з ч = 23552 ,539 і L = (10…25) 10 ³

10h 60 Ч 58 и 6282,07 ш h



8. Разработка сборочного чертежа редуктора

8.1 Конструирование зубчатого цилиндрического колеса

Основные параметры зубчатого колеса (диаметр, ширина, модуль, число зубьев и пр.) определены при проектном расчете зубчатой передачи (таблица 3).

Основные конструктивные элементы колеса -- обод, ступица и диск (рисунок 8).

в - ковка, г - штамповка

Рисунок 8 - Конструкция зубчатого цилиндрического колеса

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.

С т у п и ц а служит для соединения колеса с валом и может быть расположена симметрично, несимметрично относительно обода или равна ширине обода (рисунок 8). Это определяется технологическими или конструктивными условиями. Длина ступицы должна быть оптимальной,

чтобы обеспечить, с одной стороны, устойчивость колеса на валу в плоскости, перпендикулярной оси вата, а с другой -- получение заготовок ковкой и нарезание шпоночных пазов методом протягивания.

...