Привод транспортирующей машины

1.6Определение частот вращения, крутящих моментов и

мощностей на ведущем и ведомом валах каждой ступени привода

/2, с. 7, 8/

1.6.1 Быстроходная ступень привода

n_1Б = n_дв = 967 об/мин

n_2Б = n_1Б/U_Б, (1.9)

n_2Б = 967/3,49= 277 (об/мин)

Т_1Б = Т_дв = (1.10)

Т_1Б = Т_дв = = 54,3·10³ (Н·мм)

Т_2Б = Т_1Б ? ?_ред ? U_Б, (1.11)

Т_2Б = = 182·10³ (Н·мм)

Р_1Б = Р_дв = 5,5 кВт

Р_2Б = Р_1Б ? ?_ред,(1.12)

Р_2Б = 5,5 ? 0,96 = 5,28 (кВт)

электродвигатель привод ротор

1.6.2 Тихоходная ступень привода

n_1Т = n_2Б = 277 об/мин

n_2Т = n_1Т/U_Т,(1.13)

n_2Т = 277/3,15 = 87,9 (об/мин)

Т_1Т = Т_2Б = 182·10³ Н·мм

Т_2Т = Т_1Т ? ?_ред ? U_Т,(1.14)

Т_2Т = 182·10³ ? 0,96 ? 3,15 = 550,4·10³ (Н·мм)

Р_1Т = Р_2Б = 5,28 кВт

Р_2Т = Р_1Т ? ?_ред,(1.15)

Р_2Т = 5,28 ? 0,96 = 5,1 (кВт)

1.6.3 Цепная передача

n_1цепи = n_2Т = 87,9 об/мин

n_2цепи = n_1цепи/U_цепи,(1.16)

n_2цепи = 87,9/2 = 44 (об/мин)

Т_1цепи = Т_2Т = 550,4·10³ Н·мм

Т_2цепи = Т_1цепи ? ?_цепи ? U_цепи,(1.17)

Т_2цепи = 550,4·10³ ? 0,92 ? 2 = 1012,7·10³ (Н·мм)

Р_1цепи = Р_2Т = 5,1 кВт

Р_2цепи = Р_1цепи ? ?_цепи,(1.18)

Р_2цепи = 5,1? 0,92 = 4,7 (кВт)

2 Расчет тихоходной ступени редуктора

2.1 В зубчатых передачах общего назначения экономически целесообразно применять колеса с твердостью НВ350. В редукторостроении считается целесообразным также выполнять шестерню и колесо из стали одной марки, при этом твердость для шестерни принимается приблизительно на 30 единиц НВ выше, чем для колеса. Исходя из этого, выбираем для шестерни: сталь 40Х, твердость НВ₁ = 310, термообработка-улучшение, для колеса: сталь 40Х, твердость НВ₂ = 280, термообработка -улучшение / 3, т.1, с. 3/.

2.2 Определение ожидаемой окружной скорости

(2.1)

где п_1Т и п_2Т - частоты вращения шестерни и колеса тихоходной ступени.

V_Т^/ = = 1,9 (м/с)

Так как скорость V_Т^/ = 1,9 м/c меньше 3 м/с, принимаем шестерню и колесо прямозубыми, т.е. ? = 0⁰ /3, с.3/.

2.3 Определение межосевого расстояния исходя из условия

контактной прочности

(2.2)

где - коэффициент концентрации нагрузки; к=1,1,

- коэффициент динамичности; к=1 /3,с.5/,

U - передаточное число,

T - крутящий момент на валу колеса, Н,

U- (см. п.1.5.1) ; - (cм. п. 1.6.2).

- допускаемое контактное напряжение,,

- коэффициент ширины; = 0,315 /3,с.9/.

=,, (2.3)

-предел длительной выносливости, ,

S_n - коэффициент безопасности; S_n = 1.1;

= (2.4)

= (Н/мм²)

= 159,5 (мм).

2.4 Определение значения модуля зацепления

Задаемся значением модуля

m?=

m?=(мм)

Из ряда стандартных значений принимаем m =2,5 мм /1, с. 53/

2.5 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Z_? = Z₁ + Z₂ =,(2.5)

гдеZ₁ - число зубьев шестерни,

Z₂ - число зубьев колеса.

Z_? = 127

2.6 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Должно выполняться условие:

Z₁ = Z_? /(U_Т + 1) ? 17,(2.6)

Z₁ = 127/(3,15 + 1) 31>17

Тогда,

Z₂ = 127 - 31 = 96

По округленным до целого значения значениям зубьев уточняем передаточное число тихоходной ступени

U_Т = Z₂ /Z₁ = 96/31 = 3,10

2.7 Определение геометрических параметров передачи

2.7.1Определение делительных диаметров

d₁ = m ? Z₁,(2.7)

d₂ = m ? Z₂,(2.8)

где d₁ и d₂ - делительные диаметры шестерни и колеса соответственно,

d₁ = 2,5 ? 31 = 77,5 (мм),

d₂ = 2,5 ? 96 = 240 (мм)

2.7.2 Определение фактического межосевого расстояния

а = (d₁ + d₂)/2,(2.9)

а= (77,5+ 240)/2 = 159 (мм)

2.7.3 Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m,(2.10)

d_a2 = d₂ + 2m,(2.11)

где d_a1 и d_а2 - диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно.

d_a1 = 77,5 + 2 ? 2,5 = 82,5 (мм),

d_a2 = 240 + 2 ? 2,5 = 245 (мм)

2.7.4 Определение диаметров впадин зубьев

d_f1 = d₁ - 2,5m,(2.12)

d_f2 = d₂- 2,5m,(2.13)

где d_f1 и d_f2 - диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно.

d_f1 = 77,5 - 2,5 ? 2,5 = 72,5 (мм),

d_f2 = 240 - 2,5 ? 2,5 = 235 (мм)

2.7.5Определение ширин зубчатого венца шестерни и колеса

b₂ = ?_a ? а ,(2.14)

b₁ = b₂ + (3 … 5),(2.15)

где b₁ и b₂ - ширина шестерни и колеса соответственно.

b₂ = 0,315 ? 159 = 50 (мм), b₁ = 50 + 5 = 55 (мм)

Упрощенное изображение зубчатой пары и её основные размеры показаны на рисунке 2.1.

Рисунок 2.1 - Упрощенное изображение зубчатой пары тихоходной ступени редуктора

2.8 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Для стальных прямозубых зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью условие контактной прочности зубьев может быть записано

(2.16)

где?_Н - фактическое контактное напряжение, Н/мм²

b₂/d₁ = 50/77,5 = 0,65, НВ<350, следовательно k_Н?= 1,03 /3, с. 8/.

Коэффициент k_НV уточняют по фактической окружной скорости:

(2.17)

V = = 1,12 (м/с)

Так как V=1,12 м/с, то при этом k_НV = 1,05 /3, с. 8/

Тогда

= 570 (Н/мм²)

?_Н ,

570 Н/мм² 572,7 Н/мм² - условие выполняется.

2.9 Проверочный расчет передачи на изгиб

Выполняется отдельно для шестерни и колеса

(2.18)

(2.19)

где?_F1 и ?_F2 - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно, Н/мм².

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса,

Y_? - коэффициент наклона зуба,

₁ и ₂ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно, Н/мм².

Так как передача прямозубая и без смещения, то есть коэффициент смещения Х = 0, то Y_? = 1, m = 2,5 мм /3, с. 10/

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса и коэффициента смещения /1, т. 4.13, с. 101/

Y_F1 = 3,78, Y_F2 = 3,60

Так как фактическая окружная скорость V=1,12 м/с, то есть меньше 3 м/с, то назначаем 8 степень точности. При этом коэффициент динамичности

k_FV = 1,15

Коэффициент концентрации нагрузки k_F? при НВ?350, а также, в зависимости от соотношения b₂/d₁ = 0,65, будет равен

k_F? = 1,08 /3, с. 11/ (2.20)

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формулам

[?_F]₁ = ?_Flim1/ S_F,(2.21)

[?_F]₂ = ?_Flim2/ S_F,(2.22)

где?_Flim1 и ?_Flim2 - пределы длительной выносливости, Н/мм²,

S_F - коэффициент безопасности.

Для стали 40Х с термообработкой улучшение, при твердости НВ?350 пределы длительной выносливости определяются формулами:

?_Flim1 = 1,8НВ₁,(2.23)

?_Flim2 = 1,8НВ₂,(2.24)

Коэффициент безопасности принимается равным S_F = 1,75

Тогда

[?_F]₁ = 1,8?310/1,75 = 318,86 (Н/мм²),

[?_F]₂ = 1,8?280/1,75 = 288 (Н/мм²).

Подставляя все полученные данные в формулы (2.18) и (2.19) получаем:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

?_F1 [?_F]_1,

176,4Н/мм<318,86 Н/мм² -- условие выполняется

?_F2 [?_F]_2,

168 Н/мм² < 288 Н/мм² - условие выполняется.

2.10 Определение усилий в зацеплении

Для зубчатых передач без смещения угол зацепления ? = 20⁰

- окружная сила

F_t = 2T_1Т/d_1T,(2.25)

- радиальная сила

F_r = F_t х tg ?,(2.26)

- осевая сила

F_а = F_t х tg ?,(2.27)

F_t = = 4697 (Н),

F_r = 4697·0,364 = 1709,6 (Н),

F_а = 4697·0 = 0.

2.11Конструирование шестерни и зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора

2.11.1 Конструирование шестерни

Минимальная толщина тела S насадной шестерни, считая от впадины зубьев, должна быть не менее:

S <2,5m+ 2, (2.28)

S = (2.29)

S = (72,5 - 55)/2 = 8,75 (мм)

2,5 ? 2,5 + 2 = 8,25 (мм)

8,75 > 8,25 - выполняем насадную шестерню

Основные элементы конструкции шестерни приведены на рисунке 2.2

Рисунок 2.2-Эскиз шестерни тихоходной ступени редуктора

2.11.2 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы колеса:

D_ст = 1,5d + 10, (2.30)

где d-диаметр вала под колесом,

D_ст = 1,5?80 + 10 = 130 (мм)

Толщина тела ступицы:

?_ст = 0,25d + 5, (2.31)

?_ст = 0,25?80 + 5 = 25 (мм)

Толщина обода:

?_о = 2,5m + 2, (2.32)

?_о = 2,5?2,5 + 2 = 8,25 (мм)

Толщина диска:

?_д= (?_о + ?_ст )/2, (2.33)

?_д = (25 + 8,25)/2 = 16,6 (мм)

Штамповочный радиус:

R ? (2 … 4)m, (2.34)

R ? 2?2,5 = 5 (мм)

Длина ступицы колеса:

L_ст = b₂ = 50 мм (2.35)

Основные элементы конструкции зубчатого колеса приведены на рисунке 2.3

Рисунок 2.3- Эскиз зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора

3 Расчет быстроходной ступени редуктора

3.1 В зубчатых передачах общего назначения экономически целесообразно применять колеса с твердостью НВ350. В редукторостроении считается целесообразным также выполнять шестерню и колесо из стали одной марки, при этом твердость для шестерни принимается приблизительно на 30 единиц НВ выше, чем для колеса. Исходя из этого, выбираем для шестерни: cталь 40Х, твердость НВ₁ = 310, термообработка - улучшение; для колеса: cталь 40Х, твердость НВ₂ = 280, термообработка - улучшение / 3, т.1, с. 3/.

3.2 Определение приблизительной окружной скорости

(3.1)

где п_1Б и п_2Б - частоты вращения шестерни и колеса быстроходной ступени.

V_Б^/ = = 3,48 (м/с)

Так как скорость V_Б^/ = 3,48 м/c меньше 6 м/с, то принимаем шестерню и колесо прямозубыми, т.е. ? = 0⁰ /3, с.3/.

3.3 Определение межосевого расстояния исходя из условия

контактной прочности

(3.2)

где - коэффициент концентрации нагрузки; к=1,1 ,

- коэффициент динамичности; к=1 /3,с.5/,

U - передаточное число,

T - крутящий момент на валу колеса, Н,

U- (см. п.1.5.2) ; - (cм. п. 1.6.1).

- допускаемое контактное напряжение,,

- коэффициент ширины; = 0,315 /3,с.9/.

=,, (3.3)

-предел длительной выносливости, ,

S_n - коэффициент безопасности; S_n = 1.1;

= (3.4)

= (Н/мм²)

=111,4 (мм).

Из условия соосности a_Б = a_Т = 159 мм.

3.4 Определение значения модуля зацепления

Задаемся значением модуля

m ? (0.01…0.02) =0,015= 1,67 (мм).

Из ряда стандартных значений принимаем m = 2 мм /1, с. 53/.

3.5 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Z_? = Z₁ + Z₂ = 2а_Т/m,(3.5)

гдеZ₁ - число зубьев шестерни,

Z₂ - число зубьев колеса.

Z_? = 2 ? 159/2 = 159

3.6 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Должно выполняться условие:

Z₁ = Z_? /(U_Б + 1) ? 17,(3.6)

Z₁ = 159/(3,49+ 1) 36 > 17

Тогда,

Z₂ = 159 - 36= 123

По округленным до целого значения значениям зубьев уточняем передаточное число быстроходной ступени

U_Б = Z₂ /Z₁ = 123/36 = 3,42

3.7 Определение геометрических параметров передачи

3.7.1Определение делительных диаметров

d₁ = m ? Z₁,(3.7)

d₂ = m ? Z₂,(3.8)

где d₁ и d₂ - делительные диаметры шестерни и колеса соответственно,

d₁ = 2 ? 36 = 72 (мм), d₂ = 2 ? 123 = 246 (мм)

3.7.2Определение фактического межосевого расстояния

а = (d₁ + d₂)/2,(3.9)

а = (72 + 246)/2 = 159 (мм)

3.7.3Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m,(3.10)

d_a2 = d₂ + 2m,(3.11)

где d_a1 и d_а2 - диаметры вершин зубьев шестерни и колеса соответственно.

d_a1 = 72 + 2 ? 2 = 76 (мм), d_{a 2} = 246 + 2 ? 2 = 250 (мм)

3.7.4Определение диаметров впадин зубьев

d_f1 = d₁ - 2,5m,(3.12)

d_f2 = d₂- 2,5m,(3.13)

где d_f1 и d_f2 - диаметры впадин зубьев шестерни и колеса соответственно.

d_f1 = 72 - 2,5 ? 2 = 67 (мм), d_f2 = 246 - 2,5 ? 2 = 241 (мм)

3.7.5Определение ширин колес

b₂ = ?_a ? (3.14)

b₁ = b₂ + (3 … 5),(3.15)

где b₁ и b₂ - ширина шестерни и колеса соответственно.

b₂ = 0,315 ? 111,4 = 35 (мм), b₁ = 35 + (3 … 5) = 35+5 = 40 (мм)

Упрощенное изображение зубчатой пары и её основные размеры показаны на рисунке 3.1.

Рисунок 3.1-Упрощенное изображение зубчатой пары быстроходной ступени редуктора

3.8 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Для стальных прямозубых зубчатых колес с достаточной для практических расчетов точностью условие контактной прочности зубьев может быть записано

(3.16)

где?_Н - фактическое контактное напряжение, Н/мм²

b₂/d₁ = 35/72 = 0,49, НВ<350, следовательно k_Н?= 1,03 .

Коэффициент k_НV уточняют по фактической окружной скорости:

(3.17)

V = = 3,64 м/с.

Так как V=3,64 м/с, то есть меньше 6 м/с, то назначают 8 степень точности. При этом

k_НV = 1.05…1,1 /3, с. 8/

Тогда

= 397,2 (Н/мм²)

?_Н ,

397,2 Н/мм² <572,7 Н/мм² - условие выполняется.

3.9 Проверочный расчет передачи на изгиб

Выполняется отдельно для шестерни и колеса

(3.18)

(3.19)

где?_F1Б и ?_F2T - фактические напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно, Н/мм ² ,

Y_F1 и Y_F2 - коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса,

Y_? - коэффициент наклона зуба,

₁ и ₂ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно, Н/мм².

Так как передача прямозубая и без смещения, то есть коэффициент смещения Х = 0, то

Y_? = 1, m = 2 мм /3, с. 10/.

Коэффициенты формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса и коэффициенту смещения /1, т. 4.13, с. 101/

Y_F1 = 3,70, Y_F2 = 3,62

Так как передача прямозубая, то есть угол наклона зубьев ? = 0, то коэффициент наклона зуба равен Y_? = 1

Так как фактическая окружная скорость V = 3,64м/с, то есть в пределе 3…6 м/с, то назначаем 8 степень точности. При этом коэффициент динамичности

k_FV = 1,35

Коэффициент концентрации нагрузки k_F? при НВ?350, а также, в зависимости от соотношения b₂/d₁ = 0,49, будет равен

k_F? = 1,05 (3.20)

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формулам

[?_F]₁ = ?_Flim1/ S_F,(3.21)

[?_F]₂ = ?_Flim2/ S_F,(3.22)

где?_Flim1 и ?_Flim2 - пределы длительной выносливости, Н/мм²,

S_F - коэффициент безопасности.

Для cтали 40Х с термообработкой улучшение, при твердости НВ?350 пределы длительной выносливости определяются формулами:

?_Flim1 = 1,8НВ₁,(3.23)

?_Flim2 = 1,8НВ₂,(3.24)

?_Flim1 = 1,8 х 310= 558 (Н/мм²),?_Flim2 = 1,8 х 280 = 504 (Н/мм²)

Коэффициент безопасности принимается равным /3, с. 11/

S_F = 1,75

Тогда

[?_F]₁ = 558/1,75 = 318,86 (Н/мм²),[?_F]₂ = 504/1,75 = 288 (Н/мм²)

Подставляя все полученные данные в формулы (3.18) и (3.19) получаем:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

?_F1 [?_F]_1,

113 Н/мм² <318,86 Н/мм² - условие выполняется.

?_F2 [?_F]₂,

110,6Н/мм² < 288 Н/мм² - условие выполняется.

3.10Определение усилий в зацеплении

Для зубчатых передач без смещения угол зацепления ? = 20⁰

- окружная сила

F_t = 2T_1Б/d_1Б,(3.25)

- радиальная сила

F_r = F_t х tg ?,(3.26)

- осевая сила

F_а = F_t х tg ?,(3.27)

F_t = = 1508,3 (Н),

F_r = = 549 (Н),

F_а = 0

3.11 Конструирование шестерни и зубчатого колеса быстроходной

ступени редуктора

3.11.1 Конструирование шестерни

Руководствуясь рекомендациями /1,с.427-429/, разработаем конструкцию шестерни и колеса и выполним их эскизы. На рисунках 3.2. и 3.3. приведены основные элементы конструкции зубчатых колес.

Рисунок 3.2-Эскиз вала-шестерни быстроходной ступени редуктора

3.11.2 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы колеса:

D_ст = 1,5d + 10, (3.28)

D_ст = 1,5?55 + 10 = 92,5 (мм)

Толщина тела ступицы:

?_ст = 0,25d + 5, (3.29)

?_ст = 0,25?55 + 5 = 18,75 (мм)

Толщина обода:

?_о = 2,5m + 2, (3.30)

?_о = 2,5?2 + 2 = 7 (мм)

Толщина диска:

?_д= (?_о + ?_ст )/2, (3.31)

?_д = (7 + 18,75)/2 = 12,9 (мм)

Штамповочный радиус:

R ? (2 … 4)m, (3.32)

R ? 2?2 = 4 (мм)

Длина ступицы колеса:

L_ст = b₂ = 35 мм (3.33)

Рисунок 3.3-Эскиз зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора

4 Расчет цепной передачи

4.1 Определение типоразмера цепи

4.1.1 Устанавливаем тип цепи

В приводах общего назначения наиболее распространены приводные роликовые цепи по ГОСТ 13568-75 нормальной серии ПР /1, т. 10.1, с. 279-280/

4.1.2Определение предварительного шага цепи

(4.1)

где T- крутящий момент на валу ведущей звездочки, H;

T- (см. п.1.6.3).

к_э - коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи,

Z₁ - число зубьев ведущей звездочки,

[р] - допускаемое удельное давление в шарнирах цепи, Н/мм².

Z₁ = 29 - 2U_цепи ? 9,(4.2)

Z₁ = 29 - 2 х 2 = 25

к_э = к₁к₂к₃к₄к₅к₆,(4.3)

гдек₁ - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки,

к₂ - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

к₃ - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона передачи к горизонту,

к₄ - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи,

к₅ - коэффициент, учитывающий влияние способа смазки цепной передачи,

к₆ - коэффициент, учитывающий сменность работы.

к₁ = 1, к₂ = 1, к₃ = 1, к₄ = 1,25, к₅ = 1,2, к₆ = 1,25 /5, с. 3, 4/:

Тогда:

к_э = 1 ? 1 ? 1 ? 1,25 ? 1,2 ? 1,25 = 1,88

Допускаемое удельное давление на данном этапе расчета, а также исходя из того, что n_1цепи = 87,9 об/мин, принимаем равным

[р] = 28,5 Н/мм²

Следовательно:

t = 2,8

4.1.3 По ГОСТ 13568-75 /1, т. 10.1, с. 279-280/ выбираем цепь установленного ранее типа с ближайшим к расчетному большим шагом

t = 31,75 мм

Разрушающая нагрузка - F_В = 88,5кН,

масса 1 м.п. цепи - m = 3,8 кг,

диаметр ролика - d₁ = 19,05 мм.

Условное обозначение: Цепь ПР - 31,75 - 88,5 ГОСТ 13568-75

4.2 Проверка выбранного типоразмера цепи по условию

износостойкости шарниров

р = 2,8³ ? [р], (4.4)

р = 2,8³ = 28,1 (Н/мм²)

[p] выбираем из /5, т. 1,с. 4/. [p]=28,1 Н/мм²

Условие износостойкости выполняется.

4.3 Определение геометрических параметров передачи

4.3.1 Определение числа зубьев ведомой звездочки

Z₂ = Z₁ ? U_цепи,(4.5)

Z₂ = 25 ? 2 = 50

Уточняем передаточное число U= Z/Z =50/25=2

4.3.2 Определяем межосевое расстояние

а = (30…50) ? t,(4.6)

а = 30 ? 31,75 = 952,5 (мм)

4.3.3Определяем число звеньев цепи

L_t = 2a_t + 0,5Z_c + ?²/a_t,(4.7)

гдеa_t = a/t = 952,5/31,75 = 30,(4.8)

Z_c = Z₁ + Z₂ = 25 + 50 = 75,(4.9)

? = (Z₂ - Z₁)/2? = (50 - 25)/2 ? 3,14 = 3,98 (4.10)

Следовательно:

L_t = 2 ? 30 + 0,5 ? 75 + 3,98²/30 ? 98

4.3.4 Уточняем межосевое расстояние

(4.11)

 (мм)

4.3.5Определяем расчетную длину цепи

L = L_t ? t(4.12)

L = 98 ? 31,75= 3,11 (м)

4.4Проверка цепи по числу ударов

(4.13)

где [W] - допускаемое число ударов цепи в секунду при набегании её на зубья звездочек и сбегании с них, с^-1.

[W] = 508/t(4.14)

[W] = 508/31,75 = 16 (с^-1)

Тогда:

W = = 1,49 (с^-1)

1,49 < 16 - условие выполняется.

4.5Проверка цепи на прочность

(4.15)

гдеF_в - разрушающая нагрузка /1, т. 10.1, с. 279, 280/,

F_в=88,5 кН

F_t - окружная сила, Н,

k₁ - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки (п. 4.1.2)

F_ц - нагрузка от центробежных сил, Н,

F_f - нагрузка от провисания цепи, Н,

[S] - допускаемое значение коэффициента запаса прочности /1, т. 10.2, с. 284/

Принимаем [S] = 7,8

F_t = P_1цепи/V,(4.16)

где V - скорость цепи

P_1цепи - мощность, Вт

V = Z₁ t n₁/60 ? 10³(4.17)

V = = 1,16 (м/с)

P_1цепи=Р_2Т = 5,1 кВт

F_t = 5,1 ? 10³/ 1,16 = 4397 (Н)

F_ц = m V² (4.18)

F_ц = 3,8 ? 1,16² = 5,1 (Н)

F_f = 9,81? k_f ? m ? a, (4.19)

где k_f - коэффициент провисания. При горизонтальном расположении цепи он равен 6.

F_f = 9,81 ? 6 ? 3,8 ? 0,952 = 213 (Н)

Следовательно:

- условие выполняется.

Фрагмент выбранной цепи с основными размерами приведён на рисунке 4.1

Рисунок 4.1- Фрагмент цепи ПР - 31,75 - 88,5 ГОСТ 13568-75

4.6 Определение сил, действующих на валы звездочек

F=F+2F, (4.20)

где F_t - окружная сила, Н, (cм. п. 4.5)

F_f - нагрузка от провисания цепи, Н,(см.п. 4.5)

F= 4397+=4823 (H).

4.7 Конструирование звездочек

Делительные диаметры

d_д1 = (4.21)

d_д2 = (4.22)

где d_д1, d_д2 - делительные диаметры ведущей и ведомой звездочек, мм

d_д1 = 31,75/sin7,2 = 253 (мм),d_д2 = 31,75/sin3,6= 506 (мм)

Диаметры выступов ведущей и ведомой звездочек

D_e1 = t(0,5 + ctg 180⁰/Z₁)(4.23)

D_e2 = t(0,5 + ctg 180⁰/Z₂)(4.24)

D_e1 = 31,75(0,5 + ctg 180⁰/25)= 267,2 (мм)

D_e2 = 31,75(0,5 + ctg 180⁰/50)= 520,5 (мм)

Диаметры впадин ведущей и ведомой звездочек

D_i1 = d_д1 - 2r, (4.25)

D_i2 = d_д2 - 2r, (4.26)

гдеr = 0,5025 d₁ + 0,05 = 0,5025?19,05 + 0,05 = 9,62 (мм) (4.27)

d₁ - диаметр ролика, мм

D_i1 = 253 - 2?9,62 = 233,76 (мм),D_i2 = 506 - 2?9,62 = 486,76 (мм)

Диаметры проточек ведущей и ведомой звездочек

D_c1 = t ctg180⁰/Z₁ - 1,2b, (4.28)

D_c2 = t ctg180⁰/Z₂ - 1,2b, (4.29)

где b - ширина пластины.

D_c1 = 31,75?ctg180⁰/25 - 1,2?30,2 = 215,1 (мм),

D_c2 = 31,75?ctg180⁰/50 - 1,2?30,2 = 468,4 (мм)

Ширина зуба

b_f = 0,93b_вн - 0,15,(4.30)

где b_вн - расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи, мм

b_f = 0,93?19,05 - 0,15 = 17,6 (мм)

Ширина вершины зуба

b_е = 0,83 b_f ,(4.31)

b_е = 0,83 ? 17,6 = 14,5 (мм)

Толщина дисков ведущей и ведомой звездочек

с₁ = 1,8(D_e1 - d_д1),(4.32)

с₂ = 1,8(D_e2 - d_д2),(4.33)

с₁ = 1,8(267,2 - 253) = 25,56 (мм),с₂ = 1,8(520,5 - 506) = 26,1 (мм)

Диаметры ступиц

d_ст1 = 1,5d_в1 +10, (4.34)

d_в1 - диаметр тихоходного вала, мм,

d_ст1 = 1,5?50 +10 = 85 (мм)

d_ст2 = 1,5d_в2 +10, (4.35)

d_в2 = (4.36)

где d_в2 - диаметр выходного вала привода, мм,

Т - крутящий момент на выходном валу привода, Н мм

Т= Т =1012,7 10 Н мм

[?] - допускаемое напряжение на кручение для материала вала, Н/мм².

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В, (4.37)

[?] = 0,03 ? 900 = 27 (Н/мм²)

d_в2 = > d_в2 = 60 мм

d_ст2 = 1,5?60+10 =100 (мм).

Длины ступиц

L_ст1 = (0,8 … 1,5)d_в1, (4.38)

L_ст1 = 1?50 = 50 (мм)

L_ст2 = (0,8 … 1,5)d_в2, (4.39)

L_ст2 = 1?60 = 60 (мм)

Так как передача тихоходная и скорость меньше 3 м/с, звездочки выполняем из высоко-прочного чугуна марки АЧВ-1 по ГОСТ 1585-79.

Эскизы ведущей и ведомой звездочек приведены на рисунках 4.2 и 4.3. Ведомую звездочку выполняем составной.

Рисунок 4.2 - Эскиз звездочки ведущей

Рисунок 4.3.-Эскиз звездочки ведомой

5 Расчет быстроходного вала редуктора

5.1Выбор материала вала

Для вала выбираем: cталь 40Х с термообработкой улучшение и ?_В = 900 Н/мм²,

?_Т = 750 Н/мм². /4, с. 3/

5.2 Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

d_p1 ?(5.1)

где d_p1 - диаметр вала, мм,

[?] - допускаемое напряжение на кручение для материала вала, Н/мм².

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В,(5.2)

[?] = 0,025 ? 900 = 22,5 (Н/мм²)

Тогда

d_p1 ?22,9 (мм)

Диаметр выходного конца быстроходного вала редуктора, независимо от результатов расчета, принимаем равным 0,8 1 диаметра вала электродвигателя, т.е.

d_1Б = 1 ?38 = 38 (мм)

Полученный диаметр, а также другие размеры вала округляем до ближайшего, большего по значению, стандартного значения /1, с. 296/.

5.3 Конструирование быстроходного вала

Диаметр вала под уплотнение

d_упл = d_1Б + 2t,(5.3)

где t = 2,5 мм - высота заплечиков

d_упл = 38 + 2 ? 2,5 = 43 (мм) > d_упл = 45 мм

Диаметр вала под подшипник

d_п = d_упл + 2t(5.4)

d_п = 45 + 2 ? 2,5 = 50 (мм) > d_п = 50 мм

Диаметр вала под шестерней

d_ш = d_п + 2t (5.5)

d_ш = 50 + 2 ? 2,5 = 55 (мм) > d_ш = 55 мм

Упрощённое изображение быстроходного вала редуктора приведено на рисунке 5.1.

Рисунок 5.1 - Быстроходный вал редуктора

Толщина тела шестерни:

(5.6)

мм

S?2.5m+2=2.5·2+2=7

6?7 - значит вал-шестерня.

5.4 Расчет изгибающих и крутящих моментов на быстроходном

валу

Схема нагружения валов редуктора показана на рисунке 5.2.

Рисунок 5.2 - Схема нагружения валов редуктора

Конструктивно-проработанная и расчетные схемы быстроходного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов приведены на рисунке 5.3.

Рисунок 5.3 - Конструктивно-проработанная и расчетные схемы быстроходного вала редуктора с эпюрами крутящего и изгибающих моментов

5.4.1 Проецируем на ось y:

?М_А = 0:F_tБl₂ - B_y(l₂ + l₃) = 0 (5.7)

B_y = 1508,3?58/(58+58) = 754 (Н)

?М_В = 0:F_tБl₃ - А_y(l₂ + l₃) = 0 (5.8)

А_y = 1508,3?58/(58 +58) = 754 (Н)

M_y = 0

M_y = B_yl₃ = 754?58 = 43,7 (Н),

5.4.2 Проецируем на ось x:

?М_А = 0:B_x(l₃ + l₂) - F_rБl₂ = 0 (5.9)

B_x = 549?58/(58 + 58) = 274,5 (Н)

?М_В = 0:-А_x(l₃ + l₂) + F_rБl₃ = 0 (5.10)

А_x = 549?58/(58 + 58) = 274,5 (Н)

M_х = 0

M_х = B_хl₃ = 274,5?58 = 15,92 (Н мм),

5.4.3 Результирующие реакции в опорах

(5.11)

А = (Н)

(5.12)

В = (Н)

5.4.4 Результирующий изгибающий момент

(5.13)

М = (Н мм)

5.5 Определение коэффициента запаса прочности в опасном

сечении

Определяем коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравниваем их с допустимым значением S ? [S]