Проект привода цепного конвейера

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

Литература



Вступление

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике - машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.



1. Кинетический и силовой расчёт привода

Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности - прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Кинематическая схема привода

Рис 1.1

Таблица 1.1

Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

Название параметров	Обозначения в формулах	Единица измерения	Величина параметра
Окружная сила	F1	Н	28000
Скорость		м/с	0,5
Число зубьев	z	-	9
Шаг цепи	р	мм	160
Режим работы	P	-	С
Число смен	T	-	1

1.2 Выбор двигателя

Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.

Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где N₅ - усилие на приводном валу 5, кВт, з_общ - общий кпд.

кВт,

з_общ = з₁₂з₂₃ з₃₄ з₄₅ = 0,95? 0,95? 0,96? 0,98 = 0,85,

где з₁₂₌ з_кр=0,95 - кпд между 1 и 2 валами; з₂₃= з_цп? з _кр =0,96?0,99=0,95 - кпд между 2 и 3 валами; з₃₄=з_цп? з_оп =0,97?0,99=0,96 - кпд между 3 и 4 валами; з₄₅= з_м? з_оп з_оп=1?0,99?0,99=0,98 - кпд между 4 и 5 валами.

Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1

з_кр =0,95-кпд клиноременной передачи;

з_цп =0,97-кпд цилиндрической передачи;

з_оп=0,99-кпд в опорах;

з_м=1,0-кпд муфты.

Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.

Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.

рад/с

где рад/с - угловая скорость на 5 валу

где

- общее передаточное отношение привода.

,

Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.

- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.

Определяем частоту вращения вала 1

об/мин.

Выбираем электродвигатель исходя из условий .

Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к 

рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.

Принимаем ; ; .

Тогда

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

Определяем мощности на валах:

кВт ; кВт ;

кВт ; кВт;

кВт (див.розд.1.2.1.)

Определяем угловые скорости валов:



рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм; Нм;

Нм; Нм;

Нм.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1.2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

Параметры № вала	N, кВт	щ рад/с	М,Нм
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5
				4
3	14,9	8,56	1740
				4
4	14,3	2,14	6682
				1
5	13	2,4	6542



2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2.1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета передачи

Параметры №шва	N, кВт	w, рад/с	М, Нм	ид12	и добщ
1	16,5	102,05	161,7	2,98	47,68
2	15,7	34,24	458,5

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2 

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива d_min= 63 мм.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d₁=100 мм.

Диаметр большего шкива: d₂=d₁?i_кл =100•2,98=298

Скорость ремня: ;

где v - скорость ремня, м/с.

Частота вращения ведомого вала ;

где n₂ - частота вращения ведомого вала, об/мин.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a₀=400 мм.

Длина ремня

;

где L - длина ремня, мм;

;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a = 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

a_наим = a- 0,01L;

a_наим = 500-0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

a_наиб = a- 0,025L;

a_наиб = 500-0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

с_р = 1,1

Угол обхвата

;

где - угол обхвата, є;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р₀ , передаваемого одним ремнем р₀=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р₀ЧС_бЧС_LЧC_Р,

где С_б=1-0,003(180-б₁)=1- 0,003(180-156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L₀

Коэффициент режима работы С_р=1, следовательно

[р]=824•0,93=757

где р₀ =814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )

Окружное усилие

Н

Расчетное число ремней ; .

Принимаем Z = 4



3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

параметры № вала	N, кВт	щ, рад/с	M,Нм	ид34	идобщ
2	15,7	34,24	458,5	4,0	47,68
3	14,9	8,56	1740

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50, для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.



Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

	Материал	Термообработка	Предел теку-чести, ут, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

,

где у_Нlim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0 = 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у_{Нlim b} = 2 НВ +70):

у_{Нlim bш} = 2·180+70=430МПа, у_{Нlim bк} =2· 154 + 70=378 МПа;

N_Н0ш = 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_Н0к = 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

S_Н - коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_Н = 1,1, [6];

К_НL - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_Н0 и дополнения (N_У·К_НЕ); К_НЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_У - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,



где L_h -время службы передачи, для односменной работы L_h=1·10⁴ час.

, .

N_Уш · К_НЕ =1,96 · 10⁸ · 0,06 = 1,17 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

N_Ук · К_НЕ = 0,49 · 10⁸ · 0,06 =2,9 · 10⁶ < N_Н0ш = 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_Н0 >N_У · К_НЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где у_Flimb - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_Fо = 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у_Flimb = НВ + 260):

у_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, у_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_F = 1,8, K_FL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_У K_FЕ); K_FЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_FЕ = 0,02.

N_Уm· K_FЕ = 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶,

N_Ук · K_FЕ = 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_F0 > N_У K_FЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

K_FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_НL - 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[у_Н]_max = 2,8 у_Т.

[у_Н]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа, [у_Н]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[у_F]_max = 0,8 у_Т.

[у_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [у_F]_maxк = 0,8·340 = 272 МПа.



3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где К_а - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_а = 4300 Па^1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ш_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

К_Нв - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ш_bd = 0,5 ш_ba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нв = 1,046; [у_Н] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Z_ш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_ш = 20;

Z_ш - число зубьев колеса, Z_к = Z_ши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_п = 5 мм.

- ширина: b_к = ш_dа а_w = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем b_к = 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где Z_Н - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_Н = 1,75, [6];

Z_М = 275 · 10³ Па^1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_Е = 0,8, [6];

К_Н = К_На К_{Н в} К_НV - коэффициент нагрузки : К_На - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н в} = 1,046, см. разд.3.3.1, К_НV - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; К_HV=1.02; К_Н=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как у_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[у_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где К_п=2,2, [у_Н]_max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - Y_F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z_V , для косозубой передачи: , Y_Fш =3,92; ,Y_Fк = 3,6.

Y_E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y_E =1,0.

Y_в - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fв К_FV- коэффициент нагрузки: К_Fа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fв -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи



Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем а_w = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d_аш = d_ш + 2m_n = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: d_ѓш = d_ш - 2,5m_n = 106,4 - 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: b_ш = b_к + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d_ак = d_к + 2m_n = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

- диаметр впадин: d_ѓк = d_к - 2,5m_n = 425,5 - 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ш_ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fв = 1,09; К_FV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при К_FV = 1,05; К_F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

у_{F maх} = у_F К_п ? [у_F]_maxґ

где К_п - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_п =2,2.

у_{F maх ш}= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ? [у_F]_{max ш} = 304 МПа,

у_{F maх к} = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ? [у_F]_{max к} = 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_аш = F_ак = F_tк tgв = 8651· tg 19,95 ⁰ = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.



4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

параметры № вала	N, кВт	щ, рад/с	M,Нм	ид34	идобщ
3	14,9	8,56	1740	4	47,68
4	14,3	2,14	6682

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВ_ш = НВ_к + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50, для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

	Материал	Термообработка	Предел теку-чести, ут, МПа	Твердость, НВ
Шестерня	Сталь 50	нормализация	380	180
Колесо	Сталь 40	нормализация	340	154

Допустимые контактные напряжения:

,

где у_Нlim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0 = 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у_{Нlim b} = 2 НВ +70):

у_{Нlim bш} = 2·180+70=430МПа, у_{Нlim bк} =2· 154 + 70=378 МПа;

N_Н0ш = 30·180^2,4 = 7,76·10⁶, N_Н0к = 30 · 154^2,4 = 5,3·10⁶;

K_FL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением N_F0 и (N_У K_FЕ); K_FЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_FЕ = 0,02.

N_Уm· K_FЕ = 1,05·10⁸·0,02 = 2,1·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶,

N_Ук · K_FЕ = 0,26·10⁸·0,02 = 0,52·10⁶ < N_F0 = 4·10⁶.

Так как в обоих случаях N_F0 > N_У K_FЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

.

K_FC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи К_НL - 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[у_Н]_max = 2,8 у_Т.

[у_Н]_{max ш} = 2,8·380 = 1064 МПа, [у_Н]_{max к} =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[у_F]_max = 0,8 у_Т.

[у_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [у_F]_maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:



,

где К_а - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач К_а = 4300 Па^1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

ш_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

К_Нв - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ш_bd = 0,5 ш_ba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нв = 1,046; [у_Н] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

S_Н - коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем S_Н = 1,1, [6];

К_НL - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения N_Н0 и дополнения (N_У·К_НЕ); К_НЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_У - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где L_h -время службы передачи, для односменной работы L_h=1·10 ⁴ час.

, .

N_Уш · К_НЕ =0,49 · 10⁸ · 0,06 = 2,94 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

N_Ук · К_НЕ = 0,12 · 10⁸ · 0,06 = 0,72 · 10⁶ < N_Н0ш = 5,3 ·10⁶.

Так как в обоих случаях N_Н0 >N_У · К_НЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где у_Flimb - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений N_Fо = 4 · 10⁶, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, у_Flimb = НВ + 260):

у_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, у_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем S_F = 1,8,

где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Z_ш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Z_ш = 20;

Z_ш - число зубьев колеса, Z_к = Z_ши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1.3, принимаем m_п = 8,0 мм.

- ширина: b_к = ш_dа а_w = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем b_к = 220 мм.

4.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от ш_ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fв = 1,09; К_FV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при н = 1,77 м/с, К_FV = 1,05; К_F = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

у_{F maх} = у_F К_п ? [у_F]_maxґ

где К_п - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - К_п =2,0.



у_{F maх ш}= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ? [у_F]_{max ш} = 304 МПа,

у_{F maх к} = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ? [у_F]_{max к} = 272 МПа.

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила F_аш = F_ак = F_tк tgв = 20470 · tg20° = 7450 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

где Z_Н - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - Z_Н = 1,75, [6];

Z_М = 275 · 10³ Па^1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Z_Е - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - Z_Е = 0,8, [6];

К_Н = К_На К_{Н в} К_НV - коэффициент нагрузки : К_На - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н в} = 1,046, см. разд.3.3.1, К_НV - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; К_HV=1.02; К_Н=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как у_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[у_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где К_п=2,2, [у_Н]_max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле



,

где - Y_F - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев Z_V , для косозубой передачи: , Y_Fш =3,92; ,Y_Fк = 3,6.

Y_E - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем Y_E =1,0.

Y_в - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fв К_FV- коэффициент нагрузки: К_Fа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fв -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 4.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 4.2).

Межосевое расстояние

Принимаем а_w = 425 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: d_аш = d_ш + 2m_n = 170 + 2 · 8,0 = 186мм;

- диаметр впадин: d_ѓш = d_ш - 2,5m_n = 170 - 2,5 · 8,0 = 150 мм;

- ширина: b_ш b_к + 5 мм = 220 + 5 = 225 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: d_ак = d_к + 2m_n = 680 +2 · 8,0 = 696 мм;

- диаметр впадин: d_ѓк = d_к - 2,5m_n = 680 - 2,5 · 8,0 = 660 мм;



5. Условный расчет валов

При отсутствии данных о моменте изгиба, диаметр вала определяют приблизительно по известному крутящему моменту из условий прочности на кручение по заниженным значениям допустимых напряжений:

где i- номер вала, j- номер участка ступенчатого вала, Мi - крутящий момент на i-тому валу, принимаем из табл. 1.2. Согласно рекомендаций [4], с.53, принимаем пониженные допускаемые напряжения кручения, для валов редукторов общего назначения, [ф_к] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

Схема входного вала редуктора

Рис. 5.1.

Согласно [7], с. 6 полученный диаметр округляем до ближнего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₂₁ = 50 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₂₂ =60 мм d₂₃ = 60 мм d₂₄ = 65 мм. .2. Определение диаметров промежуточного вала редуктора

Схема промежуточного вала редуктора

Рис. 5.1.



6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе, где d_fш - диаметр впадин шестерни (d_fш = 200,7 мм, см. разд.3.3.3.11), d_вш - диаметр участка вала под шестерню (d_вш = 60 мм, см. разд. 5.2)

-выполняем вместе.

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

Устанавливаем способ изготовления шестерни и вала - вместе или отдельно. Согласно рекомендаций [1], если - отдельно, - вместе где d_fш - диаметр впадин шестерни,, d_fш =150 мм, d_вш - диаметр участка вала под шестерню d_вш = d₂₄ =75 мм.

- выполняется отдельно.



6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

Схема колеса зубчатого

Рис.6.1.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₃₁ = 70 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₃₂ = 75 мм; d₃₃ = 80 мм.



6.4 Определение диаметров выходного вала

Схема выходного вала редуктора

Рис. 5.2.

Согласно [7], с.6 полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₄₁ = 110 мм.

Диаметры других участков вала выбираем из стандартного ряда Ra40 ГОСТ6636-69.

Принимаем d₄₂ = 115 мм; d₄₃ = 120 мм; d₄₄ = 130 мм. d₄₅ = 140 мм.

Общая ширина зубчатого венца в=220 мм.

Диаметр ступицы d_с = 1,6d_в = 1,6 · 130 = 208 мм

Длина ступицы l_с = (1,2…1,5) d_в = 1,5 · 130 = 195 мм. Принимаем 220 мм

Толщина обода д₀ = (2,5…4)m_n 4 · 8 = 32 мм

Толщина диска с = (0,2…0,4)b = 0,4·220 = 88 мм Принимаем 90 мм.

Диаметр отверстий в диске d_отв = 0,25[d_об -(d_в + 2 д_ст)],

где , d_об = d_fш - 2 д₀ = 660 - 2 · 39 = 582 мм.

d_отв = 0,25[582 -(130 + 2 ·39)] = 93,5 мм, принимаем d_отв = 95 мм.

Диаметр центров отверстий в диске

d₀ = 0,5(d_в 2 д_с + d_об) = 0,5 · (130 +2 · 38 + 582) = 395 мм.



7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

Толщина стенки корпуса редуктора:

д = 0,025a_w + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ? 14 мм,

где a_w- межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

д₁ = 0,02а_w + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ? 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S = (1,5…1,75) · д =(1,5…1,75) • 14 = 21…24,5 = 24 мм.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S₂ = 2,35 д = 2,35 • 14 = 32,9 ? 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S₁ = (1,5…1,75) · д₁ =(1,5…1,75) · 12 = 18…21 = 20 мм.

Диаметр фундаментных болтов:

d₁ = 0,072a_w + 12 = 0,072 · 425 + 12 = 37,9 ? 39 мм,

Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку возле бобышек:

d₂ = (0,7…0,75) · d₁ =(0,7…0,75) • 39 = 27,3…29,25 = 27 мм.

Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки редуктора:

d₃ = (0,5…0,6) · d₁ =(0,5…0,6) • 24 = 12…14,4 = 14мм.

Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:

m = k + 1,5 д = 60 + 1,5 • 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

с₁ = (0,8…1) · д = (0,8…1) ·• 14 = 10,4…14 = 12мм.

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b = 1,2 д = 1,2 · 14 = 16,8 мм.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е₁ = (1,0…1,2) • д = (1,0…1,2) • 14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е₂ = (0,5…1,0) • д = (0,5…1,0) • 14 = 7,0…14 = 10мм.

Расстояние от окружности выступов наибольшего колеса до дна редуктора: b₀ = (0,5…10)m = (5…10) • 8 = 50…80мм.

Размеры отверстий под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипника, согласно рекомендаций с. 141, [1].

Оставшиеся необходимые геометрические размеры корпуса и крышки принимаем конструктивно на основе рекомендаций с. 140-8. Эскизная компоновка редуктора



8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

Выполняем проверочный расчет шпонки на смятие. Результаты расчетов сводим в таблицу 8.2.

Таблица 8.2.

Результаты проверочных расчетов шпонок на смятие

Номер вала и название шпонки		[усм]
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		140
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под зубчатую муфту

Схема шпоночного соединения

Рис. 8.1.

Для передачи крутящего момента зубчатые колеса, шкивы, муфты соединяются с валами при помощи призматических шпонок.

Геометрические размеры поперечных сечений (b, h) призматических шпонок выбираем в зависимости от диаметров валов. Длины шпонок принимаем на 5…10 мм меньше длин ступиц в ряду стандартных значений, приведенных в табл.5.19, [1].

В качестве материала шпонок используем - Сталь 45, нормализованную [у_зм] = 140 МПа и [ф_зр] = 100 МПа, с. 191, [1].

Размеры сечений шпонок и пазов по ГОСТ 10748-79 выбираем из табл. 5.19, [1] и сводим в таблицу 8.1

Таблица 81

Параметры и размеры шпоночных соединений

Номер вала и название шпонки	Диам. вала d1 мм	Мкр, Нм	Размеры шпонки, мм
			b	h	l	t1	t2
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи	50	458,5	18	11	80	7	4,4
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени	55	458,5	20	12	90	7,5	4,9
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени	75	1740	22	14	100	9	5,4
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени	130	6542	36	20	180	12	8,4
4 - шпонка под зубчатую муфту	110	6542	32	18	150	11	7,4

При эскизном проектировании размещаем детали передач (шестерни и зубчатые колеса), валы, подшипники, складываем эскизную компоновку цилиндрического редуктора.

По определенном размерам зубчатых передач, валов, корпуса и крышки(см. разд. 3, 4, 5, 6,) строим на миллиметровой бумаге формата А1 эскиз коническо - цилиндрического редуктора, в масштабе 1:4. При оформлении эскиза редуктора вычерчиваем конструкцию колес и его корпуса. Подшипники и болтовые соединения вычерчиваем упрощенно.

Подшипники качения выбираются из [3], ориентируясь на диаметры валов и характер нагрузки в передачах. В нашем случае выбираем подшипники №7312, №7314, №7224. В зависимости от их номера, который вмещает сведения о типе и серии подшипника выписываем габаритные размеры, которые используем в эскизной компоновке.

Размеры крышек под подшипники редуктора принимаем в зависимости от размеров подшипников, согласно рекомендаций с. 14.1, [1].

Другие необходимые геометрические размеры принимаем конструктивно, на основе рекомендаций с. 140-143, [1].

Для расчетов промежуточного вала из компоновочного чертежа прямым измерением определяем расстояние между точками приложения сил: l₁ = 108мм, l₂ = 184мм и l₃ = 156мм.

После согласования параметров редуктора, проверочных расчетов валов и подшипников качения, чертим общий вид 143, [1].проверочный расчет шпонок на срез. Результаты вносим в таблицу 8.3.

Таблица 8.3

Результаты проверочного расчета шпонок на срез

Номер вала и название шпонки		[усм]
2- шпонка под ведомый шкив клиноременной передачи		80
2- шпонка под шестерню цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под колесо цилиндрической передачи I ступени
3 - шпонка под шестерню цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под колесо цилиндрической передачи II ступени
4 - шпонка под зубчатую муфту



Условия прочности на деформации смятия и срез выполняются.

Порядок построения сил выполняем в следующей последовательности:

- вычерчиваем кинематическую схему привода;

- обозначаем опоры валов латинскими буквами А, В, С, D, E, F, обозначаем точки приложения сил К₁, К₂, К₃, К₄, приводим пространственную систему координат X, Y, Z к которой осуществляется привязка действующих сил;

- выполняем построения схемы сил в точках их приложения, способность и долговечность



9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

Силы, действующие на вал во время работы редуктора:

- силы, действующие на цилиндрическую шестерню II ступени: окружная сила F_tш = 20470 Н, Радиальная сила F_rш =7928 Н; Осевая сила F_aш =7450 Н.

- силы, действующие на цилиндрическое колесо I ступени F_tk = 8651 Н; радиальная сила F_rk = 3349 Н; осевая сила F_ак = 3139 Н.

Вычерчиваем расчетную схему вала (рис.9.1) и определяем размеры между опорами и точками приложения сил (расстояние определяем по первой эскизной компоновке редуктора измерением, допустив, что силы приложенные по середине колеса и шестерни): l₁ = 108 мм, l₂ = 184 мм, l₃ = 156 мм.

Находим реакции в опорах от сил в вертикальной и горизонтальной плоскости:

- в вертикальной х0у

УМ_F(D) =0.

.

R_DX = R_CX -F_rш +F_rk = 7262 - 7928 + 3349 = 2683 Н



- в горизонтальной zOx

УМ_F(D) =0

УМ_F(D) = - F_tш •(l₁+l₂)+ F_tk •l₁+ R_{c z} (l₁ + l₂ +l₃ ) = 0