809

Проектирование механического привода конвейера для транспортирования сухих сыпучих материалов

Курсовая

Энергетика

Определение мощности и выбор электродвигателя. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка передаточного числа редуктора по ступеням. Определение вращающих моментов на валах редуктора. Проверочный расчет передач на контактную прочность. Уточненный расчет промежуточного вала.

Русский

2015-01-14

182 KB

22 чел.

 Санкт-Петербургский государственный морской технический университет

Кафедра "Детали машин и ПТМ"

____________________________________________________________

       РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

        к курсовому проекту по деталям машин

 "Проектирование механического привода"

 Студент группы 23ЭУ1     Иванов И.И.

        Руководитель       ПЕТРОВ П.П.

г. Санкт-Петербург

2010 г.


                                Исходные данные

Тяговое усилие на цепи конвейера                 F =3,8 кН.

Шаг тяговой звездочки                                     t = 100 мм.

Число зубьев тяговой звездочки                     Z = 8.

Скорость  конвейера                                        V = 0,8 м/c.

Срок службы - 8 лет, 1 год - 300 рабочих дней, число смен - 1, смена - 8 часов, режим работы - реверсивный, характер нагрузки - спокойная.


                   Содержание

   Введение..............................................

1. Кинематический расчет привода ........................

1.1. Определение мощности и выбор электродвигателя  

1.2. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка передаточного числа редуктора по ступеням...

1.3. Определение вращающих моментов на валах редуктора

1.4. Определение частот вращения валов  

2. Расчет зубчатых передач................................

2.1. Выбор материала и допускаемых напряжений.............

2.2. Проектировочный расчет первой ступени................

2.3. Проектировочный расчет второй ступени................

2.4. Проверочный расчет передач на контактную прочность..

2.5. Проверочный расчет передач на изгибную прочность.....

3. Расчет цепной передачи.

4. Расчет валов...........................................

4.1. Эскизная компоновка редуктора........................

4.2. Предварительный расчет валов.........................

4.3. Предварительный выбор подшипников....................

4.4. Проверочный расчет промежуточного вала....................

4.5. Уточненный расчет промежуточного вала.......................

5. Проверка работоспособности подшипников

   промежуточного вала............................................................

6. Расчет шпоночных соединений.........................................

7. Конструирование редуктора  

8. Смазка редуктора.......................................

9. Сборка редуктора.......................................

Список использованных источников ......................................


                    
     Введение

Цель работы - проектирование привода к цепному конвейеру.

Конвейер предназначен для транспортирования сухих сыпучих материалов. Привод размещен под конвейером. Вследствие сравнительно большого расстояния от пола до конвейера в качестве последней ступени используется цепная передача. Электродвигатель и редуктор привода установлены на общей сварной раме.

Редуктором называется передаточный механизм,предназначенный для  уменьшения  частоты  вращения  вала  и увеличения вращающего момента.  Редукторы широко используются в технике, практически во всех областях. Основные части редуктора - это шестерни и  зубчатые  колеса, расположенные в корпусе.

В проектируемом приводе используется двухступенчатый коническо-цилиндрический горизонтальный редуктор. Быстроходная ступень - коническая, тихоходная - цилиндрическая.


              1. Кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода показана на рис.1.1.

1.1. Определение мощности и выбор электродвигателя

Мощность электродвигателя определяется по зависимости [1]

         (1.1)

где F - тяговое усилие на цепи конвейера,

V - скорость цепи конвейера,

h - к.п.д. привода.

К.п.д. привода равен

h = h1h2h33 h4h 5 ,       (1.2)

где   h1 = 0,97 -  к.п.д. конической зубчатой передачи;

h2 = 0,98 -  к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи;

h3 = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери в одной паре подшипников качения редуктора;

h4 = 0,94 -  к.п.д. открытой цепной передачи;

h5 = 0,99 - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения вала ведущей звездочки конвейера.

Значения h1  ... h5 приняты по рекомендациям [1].

К.п.д. двухступенчатого редуктора равен произведению к.п.д. (hЗП) двух зубчатых передач.

Тогда к.п.д. привода равен

h  = 0,97 • 0,98 • 0,993 • 0,94 • 0,99= 0,858.

Мощность электродвигателя равна

P = 3800 • 0,8 / 0,858 = 3540 Вт = 3,54 кВт.

По [2] подбираем четырехполюсный трехфазный асинхронный электродвигатель с короткозамкнутым ротором 4A100L4У3 с мощностью Рдв = 4 кВт и синхронной частотой вращения nc = 1500 об/мин. Номинальная частота вращения с учетом скольжения S = 4% nном= 1440 об/мин [1].

1.2. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

Общее передаточное отношение привода равно:

i общ = nном/ nзв,         (1.3)

где nзв - частота вращения тяговой звездочки конвейера, равная

nзв = 60 • V / ( p • Dзв),       (1.4)

где  Dзв - диаметр звездочки, определяемый как

Dзв = Z · t / p = 8 · 100 / 3,14159 = 255 мм.

Подставляя, получим

nзв = 60 • 0,8 / ( 3,14159 • 0,255) = 60 об/мин.

Общее передаточное отношение привода равно

i общ = 1440 / 60 = 24.

Передаточное отношение редуктора:

i ред = i общ /  i ц = 24 / 2 = 12,

где iц = 2 - передаточное отношение цепной передачи (по рекомендациям [ 1 ] ).       

Общее передаточное число редуктора

Uред = Uб • Uт ,        (1.5)

где Uб - передаточное число быстроходной ступени;

      Uт - передаточное число тихоходной ступени.

Передаточное число быстроходной ступени (конической передачи) принимаем [1] :

Uб =  3.

Передаточное число тихоходной ступени (цилиндрической передачи) равно

Uт = U ред / U б .        (1.6)

Uт = 12 / 3 = 4 .

1.3. Определение вращающих моментов на валах

Вращающий момент на приводном валу

Твых = F • 0,5 • Dзв .         (1.7)

Твых = 3800 • 0,5 • 0,255 = 484,5 Н·м.

Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени

Т = Твых / ( h4 · i ц ).        (1.8)

Т = 484,5 / ( 0,94 · 2) = 257,7 Н•м.

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (равный моменту на промежуточном валу и валу колеса быстроходной ступени) равен

Т = Т / (h 2 • U Т).        (1.9)

Т = 257,7 / ( 0,98 • 4 ) = 65,7 Н•м.

Т = Т  = 65,7 Н•м.

Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени равен

Т = Т / (h 1 • U Б).        (1.10)

Т = 65,7 / ( 0,97 • 3 ) = 22,6 Н•м.

1.4. Определение частот вращения валов

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (тихоходного вала редуктора) равна

nТ = nзв · i ц = 60 · 2 = 120 об/мин.

Частота вращения промежуточного вала

nпр = nт • Uт ,

где   nт  - частота вращения тихоходного вала.

Подставляя, получим

nпр = 120 • 4 = 480 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

nБ = nпр • UБ ,

где   nпр  - частота вращения промежуточного вала.

Подставляя, получим

nБ = 480 • 3 = 1440 об/мин.

Результаты кинематического расчета привода приведены в таблице 1.1.

        Таблица 1.1

п/п

 Наименование

параметров

Цепная

передача

Тихоходная сту-

пень редуктора

Быстроходная

ступень редуктора

1.

Передаточное число U

2           

4

3

2.

Частота вращения веду-

щего вала n1, об/мин

120

480

1440

3.

Частота вращения ведо-

мого вала n2, об/мин

60

120

480

4.     

Вращающий момент на

ведущем валу Т1, Н·м

257,7

65,7

22,6

5.     

Вращающий момент на

ведомом валу Т2, Н·м

484,5

257,7

65,7


2. Расчет зубчатых передач

2.1. Выбор материала и назначение допускаемых напряжений

Чаще всего зубчатые колеса редукторных передач выполняют  из стали.  Выбор  конкретной  марки  стали  определяется назначением передачи и доступной технологией изготовления зубчатых колес.

При твердости стальной заготовки HB <= 350 можно производить чистовое  нарезание  зубьев  после  термообработки.  Колеса  этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.

Будем считать  целесообразным  применение  для всех зубчатых колес проектируемого редуктора стали 45 с твердостью HB = 230.

В режиме   постоянной   нагрузки   расчетное   число  циклов нагружения определяется по формуле, приведенной в [1]:

Nн  = 60 • n • tэкспл ,        (2.1)

где n  -  частота  вращения  того  из  зубчатых  колес,   по материалу которого определяются допускаемые напряжения;

tэкспл - число  часов  работы  передачи  за  расчетный  срок               службы, равное

tэкспл = 8 · 300 · 8 = 19200 час.

Для быстроходной ступени определяем по nб и получим

Nнб = 60 • 1440 • 19200 =  1,66 • 109  ,

для тихоходной - по nПР и имеем

Nнт = 60 •  480  • 19200 = 5,53 • 108 .

Так как фактическое число циклов нагружения зубьев шестерен быстроходной и тихоходной ступеней превышает базовое число циклов для стали с твердостью 250 НВ, равное N = 1,2 •107, то согласно [1] KHL=1. 

Допускаемые контактные напряжения при расчете на  контактную выносливость для длительно работающих передач (KHL=1) определяются по зависимости [1]:

 .         (2.2)

     где      - предел контактной выносливости;

          Sн  - коэффициент запаса;

          КHL - коэффициент долговечности.

Принимаем Sн = 1,1.

При принятой твердости поверхности зубьев предел  контактной выносливости определяется по формуле [1]:

= 2HB + 70 .

Так как материал и твердость зубьев всех  колес  одинаковые, то для быстроходной и тихоходной ступеней имеем

= 2 • 230 + 70 = 530 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при расчете на  контактную выносливость для быстроходной ступени

[ sH ] = 530 / 1,1 = 482 МПа,

для тихоходной

[ sH ] = 530 / 1,1 = 482 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при  расчете зубьев на выносливость при изгибе для длительно работающих под постоянной нагрузкой реверсивных передач (коэффициент долговечности KFL=1, так как NF=NH > 4 • 106 [1]) определяются по зависимости [1]:

[ sF ] =( sFlim / SF ) · K ,       (2.3)

где sFlim -  базовый  предел  выносливости  зубьев  по  излому  от             напряжений изгиба;

SF - коэффициент безопасности.

KFC- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

Принимаем коэффициент безопасности равным SF = 1,75, а коэффициент KFC = 0,8 [ 1 ].

При принятой твердости базовый предел выносливости зубьев по излому определяется по эмпирической зависимости [1]:

sFlim = 1,8 • HB         (2.4)

и равен (для всех ступеней)

sFlim = 1,8 • 230 = 414 МПа.

Допускаемые напряжения  изгиба  для всех колес одинаковые и равны

[ sF ] = 414 · 0,8 / 1,75 = 189,3 МПа.

2.2. Проектировочный расчет быстроходной ступени

В быстроходной ступени используется коническая передача с круговыми зубьями.

Диаметр основания делительного конуса колеса определяется  из  условия   контактной выносливости по формуле [1]

 ,      (2.5)

где Тp  - расчетный  момент на валу колеса передачи;

u - передаточное число быстроходной ступени;

H - коэффициент, учитывающий способ упрочнения зубьев шестерни и колеса;

[ sH ]  - допускаемое контактное напряжение.

Коэффициент H для улучшенных зубьев шестерни и колеса определяется по формуле [ 1 ]

H = 1,22 + 0,21· u = 1,22 + 0,21 · 3 = 1,85.

Расчетный момент на валу колеса равен [1]:

Tp = T • KH,         (2.6)

где KH - коэффициент нагрузки, равный [1]

KH = KHa • KHb • KHv .        (2.7)

Здесь KHa - коэффициент распределения нагрузки, KHb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, KHv - коэффициент динамичности.

По рекомендациям [1] принимаем:

KHa = 1,15 ( для 9-ой степени точности);

,

где x - коэффициент, учитывающий режим работы передачи, для среднего нормального режима x = 0,5;

KHbо - начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от отношения b/dm1, равного [ 1 ]

b/dm1 = 0,166· = 0,166· .

KHbо = 2,1;

.

Коэффициент динамичности KHv определяется в зависимости от скорости Vm на среднем диаметре, степени точности и твердости рабочих поверхностей. При проектном расчете окружную скорость можно определить по приближенной зависимости [ 1 ]

 ,

где коэффициент Cv для конической передачи с круговыми улучшенными зубьями Cv = 10 [ 1 ], а окружная скорость Vm

 м/c.

Для принятых степени точности (9-ая при Vm < 5м/с), твердости поверхностей зубьев и окружной скорости Vm = 2,8 м/с получим KHv = 1,1.

Тогда коэффициент нагрузки и расчетный момент на валу колеса соответственно будут равны:

KH = 1,15 • 1,24 • 1,1 = 1,485,

Tp = 65,7 • 1,485 = 97,5 Н•м.

Произведя подстановку, по формуле (2.5) получим

мм.

Диаметр de2 округляем до значения согласно единому ряду параметров de2  = 160 мм.

Внешнее конусное расстояние [ 1 ]

 мм.

Ширина колеса и шестерни

b = 0,285·Re = 0,285·84,3274 = 24,033 мм.

Принимаем b = 25 мм.

Уточняем значение окружной скорости:

м/с.

Полученное значение скорости не изменит KH и Tp.

Внешний торцовый модуль

mte = de2/Z2,         (2.8)

где число зубьев колеса определяется по зависимости [ 1 ]

.         (2.9)

Здесь K - коэффициент, зависящий от способа упрочнения зубьев. Для улучшенных зубьев K = 18 [ 1 ].

Подставляя значения параметров в (2.9), получим

 .

Число зубьев шестерни

Z1 = Z2 / u = 65 / 3 = 21,667.

Принимаем Z1 = 22,

Z2 = Z1 · u = 22 · 3 = 66.

Внешний торцовый модуль определяем по формуле (2.8)

mte = 160 / 66 = 2,42 мм.

Выполняем геометрический расчет конической передачи.

Угол наклона линии зуба на среднем диаметре принимаем по рекомендациям [ 1 ]  m = 35o .

Относительное смещение для шестерни при Z1 = 22 и u = 3 [ 1 ]

xn1 = 0,28, для колеса   xn2 = - xn1 = - 0,28.

Углы делительных конусов:

2 = arctg u = arctg 3 = 71,565o ;

1  = 90о - 2  = 18,435о.

Среднее конусное расстояние

R = Re - 0,5·b = 84,327 - 0,5·25 = 71,827 мм.

Число зубьев плоского колеса

 .

Расчетный нормальный модуль в среднем сечении

mnm = 2·R·cosm / Zc = 2·71,827·cos35 / 69,57 = 1,691 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

dm1 = mnm · Z1 / cosm = 1,691 · 22 / cos35 = 45,435 мм.

Средний делительный диаметр колеса

dm2 = dm1 · U = 45,435 · 3 = 136,305 мм.

Высота головки зуба в среднем сечении

ha1 = (1 + xn1)·mnm = (1 + 0,28)·1,691 = 2,16499 мм.

ha2 = (1 - xn1)·mnm = (1 - 0,28)·1,691 = 1,21781 мм.

Высота ножки зуба в среднем сечении

hf1 = (1,25 - xn1)·mnm = (1,25 - 0,28)·1,691 = 1,64066 мм.

hf2 = (1,25 + xn1)·mnm = (1,25 + 0,28)·1,691 = 2,58784 мм.

Угол ножки зуба

f1 = arctg (hf1 / R)  = arctg (1,64066 / 71,827) = 1,309o.

f2 = arctg (hf2 / R)  = arctg (2,58784 / 71,827) = 2,063o.

Угол головки зуба

a1  = f2 = 2,063o.

a2  = f1 = 1,309o.

Угол конуса вершин

a1 = 1 + a1  = 18,435 + 2,063 = 20,498o.

a2 = 2 + a2  = 71,565 + 1,309 = 72,874o.

Угол конуса впадин

f1 = 1 - f1  = 18,435 - 1,309 = 17,126o.

f2 = 2 - f2  = 71,565 - 2,063 = 69,502o.

Увеличение высоты головки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

hae1 = 0,5·b·tga1  = 0,5·25·tg 2,063 = 0,45027 мм.

hae2 = 0,5·b·tga2  = 0,5·25·tg 1,309 = 0,28563 мм.

Внешняя высота головки зуба

hae1 = ha1 + hae1 = 2,16499 + 0,45027 = 2,61526 мм.

hae2 = ha2 + hae2 = 1,21781 + 0,28563 = 1,50344 мм.

Увеличение высоты ножки зуба при переходе от расчетного сечения на внешний торец

hfe1 = 0,5·b·tgf1  = hae2 = 0,28563 мм.

hfe2 = 0,5·b·tgf2  = hae1 = 0,45027 мм.

Внешняя высота ножки зуба

hfe1 = hf1 + hfe1 = 1,64066 + 0,28563 = 1,92629 мм.

hfe2 = hf2 + hfe2 = 2,58784 + 0,45027 = 3,03811 мм.

Внешняя высота зуба

he = hae1 + hfe1 = 2,61526 + 1,92629 = 4,54155 мм.

Диаметр основания конуса шестерни

de1 = de2 / u = 160 / 3 = 53,3333 мм.

Диаметр вершин зубьев

dae1 = de1 + 2·hae1·cos1 = 53,3333 + 2·2,61526·cos18,435 =

= 58,2951 мм.

dae2 = de2 + 2·hae2·cos2 = 160 + 2·1,50344·cos71,565  =

= 160,951 мм.

Диаметр впадин зубьев

dfe1 = de1 - 2·hfe1·cos1 = 53,3333 - 2·1,92629·cos18,435 =

= 49,6784 мм.

dfe2 = de2 + 2·hfe2·cos2 = 160 - 2·3,03811·cos71,565 =

= 158,0785 мм.


2.3. Проектировочный расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние  определяется  из  условия   контактной выносливости по формуле [1]

,      (2.10)

где   К - коэффициент, равный 315 - для прямозубых передач ;

        Тp  - расчетный  момент на валу колеса передачи;

        ya - коэффициент ширины зубчатого колеса;

        [ sH ]  - допускаемое контактное напряжение.

Расчетный момент на валу колеса определяется по формуле (2.6),   а коэффициент нагрузки - по формуле (2.7).

По рекомендациям [1] принимаем для прямозубой передачи:

KHa = 1.

KHb = KHbo ·(1 - x) + x,

где x - коэффициент, учитывающий режим работы передачи, для среднего нормального режима x = 0,5;

KHbо - начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от отношения b/d1, равного [ 1 ]

b/d1 = ya · (u + 1) / u.

Коэффициент ширины  зубчатого венца выражается как отношение расчетной ширины венца к межосевому расстоянию

 ya = bрасч / a .

Принимая ya = 0,3, получим

b/d1 = 0,3 · (4 + 1) / 4 = 0,375;

KHbо = 1,12;

KHb = 1,12 ·(1 - 0,5) + 0,5 = 1,06.

Коэффициент динамичности KHv определяется в зависимости от скорости V на делительном диаметре, степени точности и твердости рабочих поверхностей. При проектном расчете окружную скорость можно определить по приближенной зависимости [ 1 ]

 ,

где коэффициент Cv для цилиндрической прямозубой передачи с улучшенными зубьями Cv = 13 [ 1 ], а окружная скорость V

 м/c.

Для принятых степени точности (8-ая), твердости поверхностей зубьев и окружной скорости V = 1,4 м/с получим KHv = 1,08.

Тогда коэффициент нагрузки и расчетный момент на валу колеса соответственно будут равны:

KH = 1 • 1,06 • 1,08 = 1,145,

Tp = 257,7 • 1,145 = 295 Н•м.

Произведя подстановку, по формуле (2.10) получим

148,6 мм.     Примем   a = 160 мм.

Ширина венца колеса и расчетная ширина зацепления

bрасч = b2 = 160 • 0,3 = 48 мм,

принимаем b2 = 50 мм.

Ширина венца шестерни

b1 = b2 + 5 = 50 + 5 = 55  мм.

По формулам [1] определим геометрические параметры передачи.

Делительные диаметры шестерни

d1 =  2 • a / (U +1)        (2.11)

и колеса

d2 = U • d1          (2.12)

соответственно равны

d1= 2 • 160 / ( 4 + 1) = 64 мм

и

d2= 4 • 64 = 256 мм .

Окружная скорость в передаче

V = p • d1 • nпр / 60        (2.13)

равна

V = 3,14159 • 64 •10-3 • 480 / 60 = 1,6 м/с .

Так как V < 4 м/с, то применяем прямозубые колеса.

Принимаем Z= 32.

Модуль определяем по формуле

m = d1/Z,        (2.14)

получим

m =64 / 32 = 2 мм.

Число зубьев колеса найдем по формуле

Z2 = Z1 • U,         (2.15)

получим

Z2= 32 • 4 = 128 .

Уточняем значения делительных диаметров и межосевого расстояния:

Диаметры вершин колес:

da1 = d1  + 2 • m  =  64 + 2 • 2 = 68 мм ,

da2 = d2  + 2 • m  =  256 + 2 • 2 = 260 мм .

Диаметры впадин:

df1 = d1  - 2,5 • m  =  64 - 2,5 • 2 = 59 мм ,

df2 = d2  - 2,5 • m  =  256 - 2,5 • 2 = 251 мм .


2.4. Проверочный расчет передач на контактную прочность

Уравнение для проверочного расчета контактной прочности конической передачи имеет вид [1]

  £  [ sH ] ,              (2.16)

где  sH  - фактическое контактное напряжение.

Остальные параметры, входящие в уравнение (2.16), расшифрованы и определены в п.п. 2.2.

Подставляя значения параметров в уравнение (2.16), получим

МПа.

Действующие напряжения меньше допускаемых [ sH ] = 482 МПа, т.е. контактная прочность быстроходной ступени обеспечивается.

Уравнение для проверочного расчета контактной прочности цилиндрической передачи имеет вид [1]

  £  [ sH ] ,              (2.17)

где  sH  - фактическое контактное напряжение.

Остальные параметры, входящие в уравнение (2.17), расшифрованы и определены в п.п. 2.3.

Подставляя значения параметров в уравнение (2.17), получим

МПа.

Действующие напряжения меньше допускаемых [ sH ] = 482 МПа, т.е. контактная прочность тихоходной ступени также обеспечивается.

2.5. Проверочный расчет передач на изгибную прочность

Уравнение для проверочного расчета изгибной прочности конической передачи имеет вид [1]

   (2.18)

где  sF  - фактическое изгибное напряжение;

      YF - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев;

     mte  - модуль во внешнем торцовом сечении;

       b - ширина зубчатого колеса;

   F - коэффициент, учитывающий способ упрочнения зубьев шестерни и колеса;

      Ft - окружное усилие в зацеплении, равное

      Ft = 2 • T / (0,857·de2 );     (2.18)

      KFL - коэффициент долговечности, равный 1;

      KF - коэффициент нагрузки, равный [1]:

     KF = KFa • KFb • KFv .      (2.19)

Здесь KFa - коэффициент распределения нагрузки, KFb - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, KFv - коэффициент динамичности.

Коэффициент F для улучшенных зубьев шестерни и колеса определяется по формуле [ 1 ]

F = 0,94 + 0,08· u = 0,94 + 0,08 · 3 = 1,18.

По рекомендациям [1] принимаем:

KFa = 1.

,

где x = 0,5 (см. п.п. 2.2);

KFbо - начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от отношения b/dm1, равного 0,525 (см. п.п. 2.2);

KFbо = 1,75;

.

Коэффициент динамичности KFv определяется в зависимости от скорости Vm на среднем диаметре, степени точности и твердости рабочих поверхностей и равен KFv = 1,4 [ 1 ].

Тогда коэффициент нагрузки будет равен:

KF = 1 • 1,173 • 1,4 = 1,64.

Напряжения изгиба определяем отдельно для колеса и шестерни.

Окружное усилие определяем по формуле (2.18)

    Ft = 2 • 65,7•103 / (0,857·160) = 958,3  H.

Коэффициент формы зуба зависит от эквивалентного числа зубьев и смещения xn.

Эквивалентное число зубьев шестерни

Zvn1 = Z1 / (cos3m · cos1) = 22 / (cos335 · cos18,435) = 42,19.

Эквивалентное число зубьев колеса

Zvn2 = Z2 / (cos3m · cos2) = 66 / (cos335 · cos71,565) = 379,7.

Смещение шестерни xn1 = 0,28;

смещение колеса xn2 = - 0,28 (см. п.п. 2.2).

Коэффициент формы зуба

- для шестерни

YF1  = 3,88,

- для колеса

YF2  = 3,63.

Действующие напряжения изгиба:

- для шестерни

 sF1 = 3,88·1,17•958,3•1,64 / (2,42•25·1,18) = 100 МПа ;

- для колеса

 sF2 = 3,63·1,17•958,3•1,64 / (2,42•25·1,18) = 93,5 МПа.

По изгибным напряжениям прочность быстроходной ступени обеспечена, так как    действующие  напряжения меньше допускаемых [sF ] = 206 МПа.

Уравнение для проверочного расчета изгибной прочности цилиндрической передачи имеет вид [1]

     (2.20)

где  sF  - фактическое изгибное напряжение;

      YF - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев;

      Yb - коэффициент наклона зуба, для прямозубых колес

      Yb = 1;

      m  - модуль в нормальном сечении;

       b - ширина зубчатого колеса;

      Ft - окружное усилие в зацеплении, равное

      Ft = 2 • T2 / d2 ;        (2.21)

      KFL - коэффициент долговечности, равный 1;

      KF - коэффициент нагрузки, определяемый по формуле (2.19).

KFa = 1;

KFb = KFbo ·(1 - x) + x,

где KFbо - начальный коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от отношения b/d1, равного 0,375 (см. п.п. 2.3).

KFbо = 1,04 [ 1 ];

KFb = 1,04 ·(1 - 0,5) + 0,5 = 1,02.

Коэффициент динамичности KFv определяется в зависимости от скорости V на делительном диаметре, степени точности и твердости рабочих поверхностей и равен  KFv = 1,15.

Тогда коэффициент нагрузки будет равен:

KF = 1 • 1,02 • 1,15 = 1,196.

Напряжения изгиба определяем отдельно для колеса и шестерни.

Коэффициент формы зуба по [1]:

- для шестерни

YF1  = 3,78  (при   Z1 = 32 ),

- для колеса

YF2  = 3,6  (при   Z = 128 ).

Окружное усилие в зацеплении определяем по формуле (2.21)

Ft = 2 • 257,7•103 / 256 = 2013  H.

Действующие напряжения изгиба:

- для шестерни

sF1 = 3,78 • 1 • 2013 • 1,196 / (55 • 2) = 82 МПа ;

- для колеса

 sF2 = 3,6 • 1 • 2013 • 1,196 / (50 • 2) = 86,7 МПа .

По изгибным напряжениям прочность тихоходной ступени также обеспечена, так как    действующие напряжения меньше допускаемых [sF ] = 189,3 МПа.

Результаты прочностных расчетов двухступенчатого редуктора приведены в табл. 2.1.                  Таблица 2.1

               Результаты прочностных расчетов

N

п/п

Наименование параметров

Быстроходная

ступень

Тихоходная

ступень

Шестерня

Колесо

Шестерня

Колесо

1.

Материал зубчатого колеса

Сталь 45

2.

Твердость HB

230

230

230

230

3.      

Передаточное число U

3

4

4.

Конусное и межосевое расстояние, мм

Re = 84,327

a = 160

5.

Модуль зацепления, мм

mte = 2,42

m = 2,0

6.

Число зубьев Z

22

66

32

128

7.

Ширина зубчатого колеса b, мм

25

25

55

50

8.

Допускаемое контактное напряже-

ние [ sH ] , МПа

482

482

9.    

Действующее контактное напряже-

ние sH , МПа

417

422,5

10.

Допускаемое  напряжение изгиба   [ sF ] , МПа

189,3

189,3

11.

Действующее напряжение изгиба

 sF , МПа

100

93,5

82

86,7


3. Расчет цепной передачи

3.1. Выбор типа цепи

Цепная передача является последней ступенью привода, поэтому при небольшой скорости движения она будет значительно нагружена.

Выбираем приводную роликовую цепь.

Вращающий момент, передаваемый ведущей звездочкой

Т = Т = 257,7 Н·м.

Частота вращения ведущей звездочки

n = nт = 120 об/мин.

3.2. Выбор чисел зубьев звездочек.

По рекомендациям [ 1 ] число зубьев ведущей звездочки

Z1 = 29 - 2·uц = 29 - 2·2 = 25.

Число зубьев ведомой звездочки

Z12 = Z1 · uц = 25 · 2 = 50.

3.3. Определение расчетного коэффициента нагрузки.

Расчетный  коэффициент  нагрузки  определяется по зависимости [ 1 ]:

Kэ = K1 · K2 · K3 · K4 · K5 · K6 ,      (3.1)

где K1 - коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки, при спокойной нагрузке K1 = 1;

K2 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, т.к. пока оно неизвестно, принимаем K2 = 1;

K3 - коэффициент, зависящий от угла наклона передачи, принимаем угол наклона передачи равным 45о, тогда K3 = 1;

K4 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании натяжения цепи K4 = 1,25;

K5 - коэффициент, учитывающий влияние способа смазывания цепной передачи, при периодической смазке K5 = 1,5;

K6 - коэффициент, учитывающий продолжительность работы, при односменной работе K6 = 1.

Тогда расчетный коэффициент нагрузки будет равен

Kэ = 1 · 1 · 1 · 1,25 · 1,5 · 1 = 1,88.

3.4. Определение шага цепи и подбор цепи по ГОСТу.

Шаг цепи определяется по зависимости [ 1 ]

,       (3.2)

где [ p ] - допускаемое давление в шарнирах, по рекомендациям [1] принимаем  [ p ] = 28 МПа.

Шаг цепи равен

мм .

Ближайшее стандартное значение шага t [ 1 ]

t = 25,4 мм.

Скорость цепи

V = Z1 ·t · n / ( 60·103 ) = 25 · 25,4 · 120 / 60000 = 1,27 м/c.

По найденному значению V уточняем [ p ] по [ 1 ]

[ p ] = 25 МПа.

Проверяем расчетное давление в шарнирах [ 1 ]

 МПа,

что практически равно [ p ] = 25 МПа.

По [ 1 ] выбираем цепь приводную роликовую однорядную нормальной серии, t = 25,4 мм; разрушающая нагрузка FB = 60 кН; масса 1 м цепи 2,6 кг; ее условное обозначение

Цепь ПР 25,4 - 60 ГОСТ 13568-75.

3.5 Определение геометрических параметров цепной передачи

Межосевое расстояние по рекомендациям [ 1 ]

a = 40 · t = 40 · 25,4 = 1016 мм.

Число звеньев цепи

Lt = 2·at + 0,5·Zc + 2 / at ,      (3.3)

где at = a / t = 1016 / 25,4 = 40,

Zc = Z1 + Z2  = 25 + 50 = 75,

 = (Z2 - Z1 ) / 2·  = (50 - 25) / 6,28 = 3,98,

Lt = 2·40 + 0,5·75 + 3,982 / 40 = 118.

Расчетная длина цепи

L = Lt · t = 118 · 25,4 = 2997,2 мм.

3.6. Определение числа ударов цепи в секунду при набегании ее на зубья звездочек или сбегания с них

W = 4 · Z1 · n / (60 · Lt ) = 4 · 25 · 120 / (60 · 118) = 1,69 c-1.

Допускаемое значение [ W ] равно [ 1 ]

[ W ] = 508 / t = 508 / 25,4 = 20 c-1.

Условие  W  <  [ W ] выполнено.

3.7. Определение коэффициента запаса прочности

Коэффициент запаса прочности определяется по зависимости [ 1 ]

S = FB / ( Ft + Fц + Ff ),      (3.4)

где FB = 60 кН - разрушающая сила;

Ft - окружное усилие, равное

Ft = 2 · Т/ d .

Здесь d - диаметр делительной окружности ведущей звездочки, приблизительно равный

d = Z1 · t /   = 25 · 25,4 / 3,14 = 202 мм ,

Ft = 2 · 257700 / 202  = 2551 Н.

Fц  - нагрузка от центробежных сил, равная

Fц = m · V2 ,

где  m - масса 1 м цепи, m = 2,6 кг, V - скорость цепи, V = 1,27 м/c,

Fц = 2,6 · 1,27 = 4,2 Н.

Ff - сила от провисания цепи, равная

Ff = 9,81 · Kf · m · a .

Здесь Kf - коэффициент, учитывающий влияние расположения передачи, при наклоне цепи 45о Kf = 1,5.

Ff = 9,81 · 1,5 · 2,6 · 1,016 = 38,9 Н .

По формуле (3.4) определяем коэффициент запаса прочности

S = 60000 / ( 2551 + 4,2 + 38,9 ) = 23.

Допускаемое значение [ S ]  при t = 25,4 мм и n = 120 об/мин [ 1 ]

[ S ] = 8.

Условие   S  > [ S ] выполнено.


4. Расчет валов.

4.1. Эскизная компоновка редуктора.

При работе передачи движущиеся детали не должны задевать друг друга и за стенки корпуса. Поэтому предусматривают ряд рас-стояний, которые необходимо выдержать. Первое расстояние между внутренними поверхностями стенок корпуса и внешними поверхностями вращающихся деталей. Второе расстояние между дном корпуса и внешней поверхностью деталей. Третье расстояние между торцевыми поверхностями деталей.

Эскизная компоновка представлена на рис. .

4.2. Предварительный расчет валов.

Ориентировочные значения диаметров валов находим из условия прочности на кручение [1]

        (4.1)

где   T  - вращающий момент на валу;

     [ t ] - допускаемое напряжение на кручение.

Приняв, согласно  [1],  [t ] = 20 МПа,  получим

1) Тихоходный вал, Т = Т = 257,7 Н·м

мм.       

Округляем d до ближайшего значения из ряда диаметров [1] :

диаметр выходного конца вала dв3 = 40 мм.

Диаметр вала под подшипниками dп3 = 45 мм,  диаметр вала под зубчатым колесом dп4 = 54 мм.

2) Промежуточный вал, Т = Т = 65,7 Н·м

мм.       

Округляем d до ближайшего значения из ряда диаметров [1] :

dк2 = 26 мм - диаметр вала под коническим колесом.

Диаметр вала под подшипниками dп2 = 25 мм.

3) Быстроходный вал, Т = Т = 22,6 Н·м

мм.       

Округляем d до ближайшего значения из ряда диаметров [1] :

диаметр выходного конца вала dв1 = 18 мм.

Диаметр вала под подшипниками dп1 = 25 мм.

4.3. Предварительный подбор подшипников.

Принимаем для быстроходного и промежуточного валов роликовые конические однорядные подшипники средней серии, для тихоходного вала - шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии  c динамической грузоподъемностью С:

- для быстроходного и промежуточного валов

№ 7305, C = 33000 Н;

- для тихоходного вала

№ 209, C = 33200 Н.

Размеры подшипников приведены в табл. 4.1.

     Таблица 4.1

Условное обозначе-

ние подшипника

Размеры, мм

d

D

Т или B

7305

25

52

Т =18,5

              209

45

85

В =19

4.4. Проверочный расчет промежуточного вала

4.4.1. Определение расстояния между опорами промежуточного вала

Расстояние между опорами промежуточного вала определяется при выполнении эскизной компоновки и равно

l = l1 + l2 + l3 + l4 + l5 + l6 + l7 = 4 + 10 + 40 + 10 + 55 + 10 + 4 = 133 мм.

Здесь l1 ... l7 - соответственно равны:

l1 - расстояние между линией радиальной реакции и внутренним торцем подшипника, равное l1 = Т - a  = 18,5 - 14,5 = 4 мм,

где а - для роликовых подшипников расстояние от наружного торца до линии радиальной реакции

a = T/2 + (d + D)·e/6 = 18,5/2 + (25 + 62)·0,36/6 = 14,5 мм

(е = 0,36 - коэффициент, для подшипника №7305);

l2 = 10 мм - расстояние между внутренним торцем подшипника и ступицей конического колеса;

l3 = 40 мм - длина ступицы конического колеса;

l4 = 10 мм - расстояние между коническим колесом и цилиндрической шестерней;

l5 = b3 = 55 мм - ширина цилиндрической шестерни;

l6 = 10 мм - расстояние между цилиндрической шестерней и торцем подшипника;

l7 = l1 = 4 мм - расстояние между торцем подшипника и линией радиальной реакции.

4.4.2. Определение расстояний между опорами вала и линиями действия сил

Расстояние от линии реакции подшипника (со стороны конического колеса) до линии действия усилий в зацеплении быстроходной ступени

a = l1 + l2 + l3 + l4 /2 - dm1/2 = 4 + 10 + 40 + 5 - 45,4/2 = 36 мм.

Расстояние от линии реакции подшипника (со стороны цилиндрического колеса) до линии действия усилий в зацеплении тихоходной ступени

с = l7 + l6 + l5 /2  = 4 + 10 + 27,5 = 41,5 мм.

b = l - a - c = 133 - 36 - 41,5 = 55,5 мм.

4.4.3. Определение усилий в зацеплениях быстроходной и тихоходной ступеней

Быстроходная ступень.

Окружная сила в зацеплении определена в п.п. 2.5

F = 958,3 Н.

Осевая сила на шестерне определяется по формуле [ 1 ]

Fa1 = Fa  ,         (4.2)

где   a при  m = 35о и совпадении направления вращения ведущего колеса и направления наклона линии зуба:

a = 0,444 · sin1 + 0,7 · cos1 =

= 0,444 · sin18,435 + 0,7 · cos18,435 = 0,8045.

Fa1 = 958,3 · 0,8045 = 771 Н.

Радиальная сила на шестерне определяется по формуле [ 1 ]

Fr1 = Fr  ,         (4.3)

где   r при  m = 35о и совпадении направления вращения ведущего колеса и направления наклона линии зуба:

r = 0,444 · cos1 - 0,7 · sin1 =

= 0,444 · cos18,435 - 0,7 · sin18,435 = 0,6426.

Fr1 = 958,3 · 0,6426 = 616 Н.

Осевая сила на колесе:

Fa2 = - Fr1 = - 616 Н.

Радиальная сила на колесе:

Fr2 = - Fa1 = - 771 Н.

Тихоходная ступень.

Окружная сила в зацеплении определена в п.п. 2.5

F = 2013 Н.

Радиальная сила определяется по формуле

Fr3 = Fr4 = F• tg a  ,       (4.4)

где a - угол зацепления, равный 20о.

Fr3 = Fr4 = 2013 • tg 20o = 732,7 Н.

Вал рассматриваем как балку на шарнирных опорах А и В. Силы F, F, Fa2, Fr2, Fr3  приводятся к оси вала и составляются расчетные схемы отдельно для вертикальной и горизонтальной плоскости (рис.  ).

Расстояние между опорами l = 133 мм, расстояние между опорой А и колесом  быстроходной ступени a = 36 мм, расстояние между колесом быстроходной ступени и шестерней тихоходной ступени b = 55,5 мм, расстояние между шестерней тихоходной ступени и опорой B c = 41,5 мм. В вертикальной плоскости действует сила F и F, в горизонтальной плоскости - силы Fr2, Fr3  и момент от силы Fa2, равный

M = Fa2 · dm2/2 = 616 · 136,2/2 = 41980 Н·мм.

Определение реакций опор и изгибающих моментов.

Горизонтальная плоскость.

Определяем реакции в опорах RAX и RВX из уравнений моментов относительно опор А и В:

S MA = 0;

Fr2 • a - Fr3 • (a + b)  - M - RBX • l = 0;

RBX = [Fr2•a - Fr3•(a + b) - M] / l = (771•36 - 732,7•91,5 -

- 41980) / 133 = - 611 Н.

S MB = 0;

-RAX • l  + Fr2 • (b + c) + M - Fr3 • c = 0;

RAX = [Fr2•(b + c) + M - Fr3•c] / l = (771•97 + 41980 -

- 732,7•41,5) / 133 = 649,3 Н.

Проверка: RAX + Fr3 - RВX  - Fr2 = 649,3 + 732,7 - 611 - 771 = 0.

Изгибающий момент Mx1 при x1 = a:

Mx1 = RAX • a = 649,3 · 0,036 = 23,4 Н•м.

Изгибающий момент Mx2 при x2 = a:

Mx2 = RAX • a - M = 649,3 · 0,036 - 41,98  = - 18,6 Н•м.

Изгибающий момент Mx3 при x3 = c:

Mx2 = - RBX • c = - 611 • 0,0415 = - 25,4 Н•м.

Вертикальная плоскость.

Определяем реакции в опорах RAY и RВY из уравнений моментов относительно опор А и В:

S MA = 0;

RBY • l - FtБ • a  - FtТ • (a + b) = 0;

RBY =[ FtБ•a  + FtТ•(a + b)] / l = [ 958,3•36 + 2013•91,5 ] /133 =

= 1644,3 Н.

S MB = 0;

RAY • l - FtБ • (b + c) - FtТ • c = 0;

RAY = [ FtБ • (b + c) + FtТ • c ] / l = [958,3•97  + 2013•41,5] / 133 =

= 1327 Н.

Проверка: RAY + RВY =  FtБ + FtТ , т.е.  1644,3 + 1327 = 958,3 + 2013.

Изгибающий момент MY1 при y1 = a:

MY1 = - RAY • a = - 1327 • 0,036 = - 47,8 Н•м.

Изгибающий момент MY2 при y2 = c:

MY2 = - RBY • c = - 1644,3 • 0,0415 = - 68,2 Н•м .

Суммарные изгибающие моменты определяем в двух сечениях: Mи1 (под колесом быстроходной ступени) и Mи2 ( под шестерней тихоходной ступени)

Н·м.

Н·м.

Крутящий момент на валу T = Tпр = 65,7 Н•м.

Эквивалентный (приведенный) Mэ момент определяется по зависимости

        (4.5)

Н·м.

Н·м.

Эквивалентное напряжение определяется из условия прочности, записанного с учетом совместного действия изгиба и кручения по зависимости  [ 1 ]

sэ = Mэ / Wx   £  [sи ],        (4.6)

где Wx - осевой момент сопротивления вала, равный

 Wx = 0,1• d3 .         (4.7)

[sи ]- допускаемое напряжение на изгиб для материала вала.

Эквивалентные напряжения определяются по зависимости (4.6) при  значении диаметра вала под колесом d = 26 мм:

sэ1 = 84,5 • 103  / ( 0,1 • 263 )= 48  МПа.

sэ2 = 98 • 103  / (0,1 • 263 ) = 55,8  МПа.

Назначаем материал вала - сталь 45, [sи ] = 90 МПа [1].

Таким образом, эквивалентные напряжения меньше допускаемых, равных [sи ] = 90 МПа.

4.5. Уточненный расчет промежуточного вала.

При совместном действии напряжений кручения и изгиба запас усталостной прочности определяется по формуле [ 1 ]:

        (4.8)

где Ss - запас усталостной прочности только по изгибу, определяе-мый по формле

      (4.9)

St - запас усталостной прочности только по кручению, который находим по формуле

      (4.10)

Значение S, определяемое по формуле (4.8) должно быть больше допускаемого [ S ] = 2,5 ... 3.

В формулах (4.9) и (4.10):

 sa и ta - амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений, а    

sm  и  tm - средние нормальные и касательные напряжения.

Нормальные напряжения  изменяются  по симметричному циклу, следовательно

sa = Ми / (0,1 • d3 ) = 72,8·103 / (0,1·263) = 41,4 МПа.

sm = 4·Fa2 / (·d2) = 4·616 / (3,14159·262) = 1,2 МПа.

Касательные напряжения  для реверсивных передач изменяются  по  симметричному  циклу, следовательно

ta  =  T / ( 0,2 · d3 ) = 65700 / (0,2 · 263) = 18,7 МПа.    tm = 0

Для валов из среднеуглеродистой стали коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла рекомендуется принимать [1] равными

ys   = 0,1;   yt = 0,05;

Масштабные факторы для диаметра вала d = 26 мм

es = 0,9,   et =0,85.

Фактор качества поверхности для случая чистовой токарной об-точки  b  = 0,92.

Пределы усталости определяем по приближенным формулам [1]  и для стали 45 имеем

s-1   = 0,43 • sb  = 0,43 • 800 = 344 МПа,

t-1   = 0,58 • s-1  = 0,58 • 344 = 200 МПа.

Коэффициенты концентрации  напряжений  при изгибе и кручении принимаются по рекомендациям [1] для валов, ослабленных шпоночным пазом

Ks = 1,7; Kt = 1,5.

Используя формулы (4.8) - (4.10) выполняем уточненный расчет промежуточного вала.

Ss = 344 / [ (1,7 • 41,4) / (0,92 • 0,9)  + 0,1·1,2 ] = 4,05,

St = 200 / [ (1,5 • 18,7) / (0,92 • 0,85) ] = 5,6,

Полученное значение S превышает допускаемое значение, усталостная прочность вала обеспечена.

5.   Проверка      работоспособности       подшипников    промежуточного вала.

Основным критерием работоспособности подшипников качения является их динамическая грузоподъемность C.

Условие подбора подшипников качения:

Cрасч   £   Cкат ,        (5.1)

 Cрасч - расчетная динамическая грузоподъемность подшипника,

Cкат - динамическая грузоподъемность подшипника по каталогу.

Динамическая грузоподъемность и номинальный срок службы подшипника связаны эмпирической зависимостью

        (5.2)

где  L - номинальная долговечность, млн. оборотов;

      C- номинальная динамическая грузоподъемность, Н;

      P - эквивалентная нагрузка,  Н;

      p - показатель степени ( p = 3,3 для роликовых подшипников).

Номинальная долговечность, млн. оборотов, определяется по формуле

L = 60 • n • h / 106  ,       (5.3)

где   n - частота вращения вала, об/мин,

       h - общее число часов работы подшипника,

       h = tэкспл = 19200 часов.

Эквивалентная нагрузка на подшипник для радиально-упорных роликовых подшипников вычисляется по формуле [1]

P = (X•V•Fr  + Y•Fa) · KбКт ,     (5.4)

где Fr - радиальная нагрузка на подшипник;

     Fa - осевая нагрузка на подшипник;

      X - коэффициент радиальной нагрузки;

      Y - коэффициент осевой нагрузки;

      V - коэффициент вращения;

     Кб - коэффициент безопасности;

     Кт - температурный коэффициент.

По рекомендациям [1] :

V = 1,  Кб = 1,  Кб = 1.

Радиальная нагрузка на подшипник определяется по зависимости

       (5.5)

где RX  и  RY - реакции в опорах в горизонтальной и вертикальной плоскости, определенные для опор A и B в п.4.

Проверяем принятые для промежуточного вала роликовые конические подшипники № 7305 с C = 33000 Н.

По зависимости (5.5) определеяем радиальные нагрузки на опоры А и В:

Н.

Н.

Осевая нагрузка Fa на радиально-упорный подшипник определяется с учетом осевой составляющей S радиальной нагрузки, которая для конических роликовых подшипников определяется по зависимости [ 1 ]

S = 0,83 · e · Fr ,        (5.6)

где e = 0,36 - коэффициент осевого нагружения [ 1 ].

Осевые составляющие на опоры А и В равны:

SA = 0,83 · e · FrA = 0,83 · 0,36 · 1477,3 = 441 Н,

SB = 0,83 · e · FrB = 0,83 · 0,36 · 1754 = 524 Н.

Сумма осевых усилий, действующих на подшипники:

SA = SB + Fa2   = 524 + 616 = 1140 Н.

Так как SA > SA то FaA = SA = 1140 Н.

SB = SA - Fa2   = 441 - 616 = - 175 Н.

Так как SB  < SB то FaB = SB = 524 Н.

Проверяем условие равновесия вала:

FaB + Fa2  = FaA , т.е. 524 + 616 = 1140 - условие равновесия вала выполняется.

Проверяем отношение Fa / (V·Fr ) для опор А и В:

FaA / (V·FrA ) = 1140 / ( 1 · 1477,3 ) = 0,77 > e = 0,36,

следовательно X = 0,4; Y = 1,666 [ 1 ].

FaB / (V·FrB ) = 524 / ( 1 · 1754 ) = 0,29 < e = 0,36,

следовательно X = 1; Y = 0 [ 1 ].

Определяем эквивалентную нагрузку на подшипники по (5.4):

PA = (0,4·1·1477,3 + 1,666·1140)·1·1 = 2490 Н.

PB = 1·1·1754·1·1 = 1754 Н.

Так как PA > PB , следовательно P = PA = 2490 Н.

Частота вращения вала n = 480 об/мин.

По зависимости (5.3) определяем L:

L = 60 • 480 • 19200 / 106 = 553 млн. об.

Расчетная грузоподъемность определяется по (5.2):

Н,

т.е. требуемая динамическая  грузоподъемность  меньше каталожной для принятого подшипника С = 33000 Н, следовательно, его работоспособность обеспечена.


6. Расчет шпоночных соединений.

Для соединения валов с деталями, передающими вращение, используем призматические шпонки.

Проверка шпонки на смятие рабочих граней должна удовлетворять условию [1] :

     (6.1)

где  Т - передаваемый вращающий момент;

       d - диаметр вала в месте установки шпонки;

       h - высота шпонки;

      t1 - глубина шпоночного паза на валу;

    lр - рабочая  длина  шпонки,  для  шпонок  со  скругленными торцами   lр  =  l - b  ( b - ширина шпонки);

 [ sсм ] - допускаемое напряжение смятия; при стальной ступице [1]

[ sсм ]  = 100 МПа.

а) Расчет шпоночного соединения конца  быстроходного вала с полумуфтой.

Диаметр вала d = 18 мм, вращающий момент Т = 22,6•103 Н•мм.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку с размерами сечения: b = 6 мм, h = 6 мм, t1 = 3,5 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 20 мм. Тогда  lр = 20 - 6 = 14 мм.

Напряжения смятия

 sсм = 2 • 22,6•103 / [ 24 • (6 - 3,5) • 14 ] = 53,8 МПа.

Условие прочности  шпонки  6 х 6 х 20  выполняется.

б) Расчет шпоночного соединения для промежуточного вала (соединение вала с колесом быстроходной ступени).

Диаметр вала d = 26 мм, вращающий момент Т = 65,7•103 Н•мм.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку с размерами сечения: b = 10 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 32 мм. Тогда  lр = 32 - 10 = 22 мм.

Напряжения смятия

 sсм = 2 • 65,7•103 / [ 26 • (8 - 5) • 22 ] = 76,6 МПа.

Условие прочности  шпонки  10 х 8 х 32  выполняется.

в) Расчет шпоночного соединения для тихоходного вала (соединение вала с колесом тихоходной ступени).

Диаметр вала d = 54 мм, вращающий момент Т = 257,7•103 Н•мм.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку с размерами сечения: b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 40 мм. Тогда  lр = 40 - 16 = 24 мм.

Напряжения смятия

 sсм = 2 • 257,7•103 / [ 54 • (10 - 6) • 24 ] = 99,1 МПа.

Условие прочности  шпонки  16 х 10 х 40  выполняется.

г) Расчет шпоночного соединения конца  тихоходного вала со звездочкой цепной передачи

Диаметр вала d = 40 мм, вращающий момент Т = 257,7•103 Н•мм.

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку с размерами сечения: b = 12 мм, h = 8 мм, t1 = 5 мм. Длину шпонки принимаем из стандартного ряда l = 100 мм. Тогда  lр = 100 - 12 = 88 мм.

Напряжения смятия

 sсм = 2 • 257,7•103 / [ 40 • (8 - 5) • 88 ] = 48,8 МПа.

Условие прочности  шпонки  12 х 8 х 100  выполняется.

7. Конструирование редуктора

Конструирование редуктора выполняется по рекомендациям [1...4].

7.1. Разработка конструкции зубчатых колес

Шестерни быстроходной и тихоходной ступеней редуктора выполняются заодно с валом.

Коническое колесо:

- длина ступицы  lст2 = 1,5·dk2 = 1,5·26 = 40 мм;

- диаметр ступицы  dст2 = 1,6·dk2 = 1,6·26 = 43 мм, принимаем

dст2 =  45 мм;

- толщина обода о = 3·mte = 3·2,42 = 7,3, принимаем о = 8 мм;

- толщина диска С = 0,15·Re = 0,15·160 = 24 мм.

Цилиндрическое колесо:

- длина ступицы  lст4 = b4 = 50 мм;

- диаметр ступицы  dст4 = 1,6·dk4 = 1,6·54 = 86,4 мм, принимаем

dст4 =  90 мм;

- толщина обода о = 3·mn = 3·2 = 6  мм;

- толщина диска С = 0,3·b4 = 0,3·50 = 15 мм.

7.2. Конструирование корпуса редуктора

а) Толщина стенок корпуса и крышки  1:

= 0,025·a + 3 = 0,025·160 + 3 = 7 мм, принимаем = 8 мм.

1 = 0,02·a + 3 = 0,02·160 + 3 = 6,2 мм, принимаем 1 = 8 мм.

б) Толщина верхнего пояса (фланца) крышки корпуса

b1 = 1,5·1  = 1,5·8 = 12 мм.

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

p = 2,35·  = 2,35·8 = 19 мм, принимаем p = 20 мм.

в) Диаметры болтов

- фундаментных

d1 = 0,035·a + 12 = 0,035·160 + 12 = 17,6 мм, принимаем болты с резьбой М20;

- у подшипников

d2 = 0,75·d1 = 0,75·20 = 15 мм, принимаем болты с резьбой М16;

- соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = 0,6·d1 = 0,6·20 = 12 мм, принимаем болты с резьбой М12.

8. Смазка редуктора

Смазку редуктора  применяют  в  целях  защиты  деталей от коррозии, снижения потерь на трение,  уменьшения  износа,  отвода тепла и  продуктов  износа  от трущихся поверхностей,  уменьшения динамических нагрузок и следовательно, снижения шума и вибрации.

Для редуктора с закрытыми передачами при небольшой скорости смазку можно производить индустриальными маслами типа И5А.

9. Сборка редуктора

Сборка редуктора осуществляется в следующем порядке:

1. На  валы  запрессовываются  зубчатые  колеса  быстроходной  и тихоходной ступеней.

2. Монтируются подшипники.

3. Валы в сборе устанавливаются в корпус редуктора, корпус закрывается крышкой и равномерно затягиваются болты, соединяющие корпус и крышку.

4. В сквозные крышки подшипников устанавливаются уплотнения.

5. Устанавливаются крышки подшипников, подбираются прокладки для обеспечения требуемого осевого люфта валов и окончательно  закрепляются к корпусу редуктора винтами.

6. Проверяется легкость вращения валов “от руки”.

7. Устанавливается крышка смотрового люка с отдушиной, сливная пробка и масломерная игла.

8. В редуктор заливается масло до риски MIN на масломерной игле и производится его обкатка. После обкатки масло сливается.

9. Производится консервация и упаковка изделия.


Список использованных источников

1. Чернавский С.А.,  Снесарев Г.А., Козинцов Б.С. и др.
Проектирование механических передач. М.: Машиностроение, 1984.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. 6-е изд., перераб. и доп. М.: Машиностроение, 1982.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985.

4. Детали машин, атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. М.: Машиностроение, 1979.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

33794. Контракт – разновидность трудового договора 15.44 KB
  Контракт – это особая разновидность трудового договора. Контракт – это вид трудового договора заключенный в письменной форме на определенный срок содержащий особенности по сравнению с общими нормами законодательства о труде и предусматривающий минимальную компенсацию за ухудшение правового положения работника. Контракт позволяет индивидуализировать условия труда с учетом особенностей квалификации работника его деловых качеств специфики выполнения работы и может содержать широкий перечень оговоренных непосредственно сторонами условий в том...
33795. Коллективный договор и его содержание 15.2 KB
  Коллективный договор локальный нормативный акт регулирующий трудовые и социальноэкономические отношения между нанимателем и работающими у него работниками. Основными принципами заключения коллективного договора является: социальное партнерство; равноправие сторон; обязательность ведения коллективных переговоров если одна из сторон выступает с таким предложением; учет реальных возможностей материального производственного и финансового обеспечения принимаемых обязательств. Сторонами коллективного договора...
33796. Трудовые споры и порядок их разрешения 16.1 KB
  Трудовые споры. Индивидуальные трудовые споры рассматриваются: 1 комиссиями по трудовым спорам и 2 судами а так же 3 органами примирения посредничества и арбитража если таковые созданы нанимателем по соглашению с профсоюзом. В суде рассматриваются: незаконные отказы от заключения трудового договора и споры о недействительности трудового договора; споры о восстановлении на работе изменении даты и формулировки причин увольнения оплате за время незаконного увольнения выполнения низкооплачиваемой работы; привлечение работников к...
33797. Государственное социальное обеспечение и социальное страхование 14.87 KB
  представляет собой систему пенсий пособий и других выплат гражданам Республики Беларусь за счет средств государственных внебюджетных фондов социального страхования в случаях предусмотренных настоящим Законом. Основными принципами государственного социального страхования являются: обязательное участие работодателей и работающих граждан в формировании государственных внебюджетных фондов социального страхования; распределение средств от трудоспособных граждан к нетрудоспособным от работающих к неработающим; гарантированность пенсий пособий и...
33798. Трудовая дисциплина и материальная ответственность рабочих и служащих 14.58 KB
  Трудовая дисциплина – обязательное для всех работников подчинение установленному трудовому распорядку и надлежащее выполнение своих обязанностей. За противоправное виновное неисполнение или ненадлежащее исполнение работником своих трудовых обязанностей дисциплинарный проступок устанавливается дисциплинарная ответственность.
33799. Материальная ответственность работника 15.11 KB
  Ограниченную материальную ответственность несут: 1 работники – в размере причиненного ущерба но не выше своей среднемесячной зарплаты за порчу или повреждение по небрежности материалов полуфабрикатов изделий инструментов измерительных приборов спецодежды и др. 2 руководители – в размере причиненного по их вине ущерба но не свыше 3х месячных зарплат. Полная материальная ответственность возникает в случаях: 1 письменного соглашения между нанимателем и работником о полной материальной ответственности; 2 получения имущества под отчет...
33800. Предмет и сущность общей теории государства и права 14.89 KB
  Общая теория государства и права это система обобщенных знаний о наиболее общих закономерностях возникновения развития и функционирования права и государства вообще их сущности а также связанных с ними государственноправовых явлений. Теория государства и права наука общественная. Объектом изучения теории права как и всех общественных наук является общество в целом.
33801. Понятие норм права, их структура и виды 16.66 KB
  Признаки правовой нормы: Устанавливается и санкционируется государством. Структура правовой нормы: Гипотеза элемент нормы устанавливающий условия применения нормы тоесть условия применения правила изложенного в норме. Диспозиция элемент нормы содержащий собственно само правило поведения при условии наступления событий изложенных в гипотезе. Санкция элемент нормы устанавливающий ответственность или меры государственного принуждения применяемые к нарушителю правила предусмотренного в диспозиции.
33802. Сущность государства. Понятие и основные признаки государства 15.98 KB
  Понятие и основные признаки государства Госвоесть политическая организацияассоциация члены которой объединяются в единое целое публичновластными отношениями и структурами. Признаки госва: 1террит. основа госва вкл .