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 валаредуктора

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

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, η_общ - общий кпд.

кВт,

η_общ = η₁₂η₂₃ η₃₄ η₄₅= 0,95· 0,95· 0,96· 0,98 = 0,85,

гдеη₁₂₌ η_кр=0,95 – кпд между 1 и 2 валами; η₂₃= η_цп· η _кр =0,96·0,99=0,95 – кпд между 2 и 3 валами; η₃₄=η_цп· η_оп =0,97·0,99=0,96 – кпд между 3 и 4 валами; η₄₅= η_м· η_оп η_оп=1·0,99·0,99=0,98 – кпд между 4 и 5 валами.

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

η_кр =0,95-кпд клиноременной передачи;

η_цп =0,97-кпд цилиндрической передачи;

η_оп=0,99-кпд в опорах;

η_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

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

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, º;

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]=р₀×С_α×С_L×C_Р,

где С_α=1-0,003(180-α₁)=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.

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.

Допустимые контактные напряжения:

,

где σ_Нlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0= 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,σ_Нlimb= 2 НВ +70):

σ_Нlimbш= 2·180+70=430МПа, σ_Нlimbк =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_Σ·К_НЕ); К_НЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_Σ - 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_Σш · К_НЕ =1,96 · 10⁸ · 0,06 = 1,17 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

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

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

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

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

σ_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, σ_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

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

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

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

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

; .

K_FC- коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачиК_НL– 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н]_max= 2,8 σ_Т.

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

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F]_max= 0,8 σ_Т.

[σ_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_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

ψ_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

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

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β = 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 = ψ_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 · 10³Па^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 β} К_НV– коэффициент нагрузки : К_На – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н β} = 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 σ_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где К_п=2,2, [σ_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_β - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fβ К_FV- коэффициент нагрузки: К_Fа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fβ –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_ƒш= 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_ƒк = 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 ψ_ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fβ = 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).

σ_{F maх} = σ_F К_п ≤ [σ_F]_max΄

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

σ_{F maх ш}= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ≤ [σ_F]_{max ш} = 304 МПа,

σ_{F maх к} = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ≤ [σ_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 tgβ= 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

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

Допустимые контактные напряжения:

,

где σ_Нlim– граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений N_Н0= 30 НВ^2,4, (при твердости поверхности зубьев ≤350 НВ,σ_Нlimb= 2 НВ +70):

σ_Нlimbш= 2·180+70=430МПа, σ_Нlimbк =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_Σ K_FЕ); K_FЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем K_FЕ = 0,02.

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

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

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

;

.

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

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[σ_Н]_max= 2,8 σ_Т.

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

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[σ_F]_max= 0,8 σ_Т.

[σ_F]_maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [σ_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

ψ_ba = 0,45; и = и^д₃₄ = 4;

К_Нβ – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от ψ_bd= 0,5 ψ_ba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи К_Нβ = 1,046;[σ_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_Σ·К_НЕ); К_НЕ – коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем К_НЕ = 0,06.

N_Σ - 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_Σш · К_НЕ =0,49 · 10⁸ · 0,06 = 2,94 · 10⁶ < N_Н0ш = 7,76 · 10⁶,

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

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

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

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

σ_Flimbш = 180 +260 = 440МПа, σ_Flimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

S_F – коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаемS_F= 1,8,

где β – угол наклона зубьев, для косозубой передачи β= 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 = ψ_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 ψ_ba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К _Fβ = 1,09; К_FV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при ν = 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).

σ_{F maх} = σ_F К_п ≤ [σ_F]_max΄

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

σ_{F maх ш}= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ≤ [σ_F]_{max ш} = 304 МПа,

σ_{F maх к} = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ≤ [σ_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 tgβ= 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 · 10³Па^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 β} К_НV– коэффициент нагрузки : К_На – коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, К_{Н а} = 1,15; К_{Н β} = 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 σ_Н = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[σ_Н], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где К_п=2,2, [σ_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_β - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

К_F = К_Fа К _Fβ К_FV- коэффициент нагрузки: К_Fа – коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - К_Fа =1,0, [6], табл. 1,8; К _Fβ –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_ƒш= d_ш – 2,5m_n = 170 – 2,5 · 8,0 = 150 мм;

- ширина: b_шb_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_ƒк = 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, [τ_к] = 25 МПа.

5.1 Определение диаметров входного валаредуктора

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 ммd₂₃ = 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 δ₀ = (2,5…4)m_n4 · 8 = 32 мм

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

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

где , d_об = d_fш - 2 δ₀ = 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 δ_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:

δ = 0,025a_w + 3 = 0,025 · 425 + 3 = 13,6 ≈ 14 мм,

где a_w– межосевое расстояние зубчатых передач редуктора.

Толщина стенки крышки редуктора:

δ₁ = 0,02а_w + 3 = 0,02 · 425 + 3 = 11,5 ≈ 12 мм.

Толщина верхнего фланца корпуса:

S = (1,5…1,75) · δ =(1,5…1,75) ∙14 = 21…24,5 = 24 мм.

Толщина нижнего фланца корпуса:

S₂= 2,35 δ = 2,35 ∙14 = 32,9 ≈ 33мм.

Толщина фланца крышки редуктора:

S₁ = (1,5…1,75) · δ₁ =(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 δ = 60 + 1,5 ∙ 14 = 81мм.

Толщина ребер корпуса:

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

7.2 Размеры необходимые для черчения

Минимальный зазор между колесом и корпусом:

b= 1,2 δ = 1,2 · 14 = 16,8 мм.

Расстояние от внутренней стенки до торца вращающейся детали:

е₁= (1,0…1,2) ∙ δ = (1,0…1,2) ∙14 = 14…16,8 = 12мм.

Расстояние от внутренней стенки до радиального торца вращающейся детали:

е₂= (0,5…1,0) ∙ δ = (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

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 [σ_зм] = 140 МПа и [τ_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

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 иl₃= 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

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

ΣМ_F(D) =0.

.

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

- в горизонтальной zOx

ΣМ_F(D) =0

ΣМ_F(D) = - F_tш ∙(l₁+l₂)+ F_tk∙l₁+ R_cz(l₁ + l₂ +l₃ ) = 0

R_DZ= - R_cz + F_tш +F_tk= - 11256 + 20470 – 8651 = 562Н

Выполняем построения эпюр моментов изгиба в вертикальной и горизонтальной плоскостях, суммарного крутящего момента и изгиба.

Момент изгиба в вертикальной плоскости:

в m.K₃: М_К3 = R_DX· l₁ =2683 · 0,108 = 290 Нм;

в m.K₄: М_К4 = R_CX· l₃ =7262 · 0,156 = 1132,8 Нм;

Момент изгиба в горизонтальной плоскости

в m.K₄: М_К4 = R_Dz· l₁ = 562 · 0,108 = 61Нм;

Суммарный момент изгиба определяется по формуле:

в m.K₃:

в m.K₄:

Определяем приведенный (эквивалентный) момент в опасном сечении.

Исходя из анализа построенных эпюр моментов опасное сечение вала находится на шестерне цилиндрической передачи II ступени (точка К₄).

Значение эквивалентного момента в m.K₄:

.

– коэффициент, табл. 5.3., [1] для материала вала

– сталь 40. [σ₁], σ₀ - допустимые напряжения для материала вала соответственно при симметричном и при пульсирующем циклах нагрузки, табл. 5.3., [1].

Определяем диаметр вала в опасном сечении:

Полученный диаметр округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда R_а 40 ГОСТ 6636-69. С учетом шпоночного паза принимаем d₃₂ = 75мм.

Диаметр вала в этом сечении, принятый в условном расчете

d₃₂ = 75,0мм, т.е. условие выполняется.

9.2 Расчет вала на прочность

Для опасного сечения быстроходного вала, который имеет конструктивный концентратор напряжений – переход от меньшего диаметра к большему (между участками под подшипник и шестерню), определяем характеристики напряжений, [1], с.173- 185.

- границы выносливости:

для напряжений изгиба при симметричном цикле:

σ_-1 = 043σ_В=0,43 · 800 = 344 МПа, σ_m= 0 МПа;

для напряжений кручения при пульсирующем цикле:

τ_-1 = 0,58 σ_-1 = 0,58 · 344 = 199,52 МПа; τ_m = τ_а =2,79 МПа;

-амплитуды напряжений:

при симметричном цикле:

где М_Зj– суммарный момент изгиба в m. К₄, Нм,

Рис. 11 .1.

_Зj– осевой момент в сечении опор j – того участка вала. Для сечения в m. К₄, м³.

где d – диаметр вала под подшипник,

при пульсирующем цикле:

где W _кj– полярный момент сечения опор j – того участка вала. Для сечения под шпонку, м³.

Выбираем коэффициенты:

- эффективные коэффициенты конструкционных напряжений при изгибе - К_σ = 1,75, при кручении - К_τ =1,50, табл. 5.11, [1].

- масштабные коэффициенты, учитывающие снижения границы выносливости с увеличением размеров вала: при изгибе - έ_σ = 0,745; при кручении- έ_r= 0,745, табл. 5.16, [1].

- коэффициенты учитывающие свойства материалов до асимметрии цикла напряжений:

при изгибе – ψ_σ=0,02 + 2·10^-4 · 800 = 0,18 МПа;

при кручении - ψ_τ=0,5ψ_σ= 0,5· 0,18 = 0,09 МПа.

Определяем коэффициент запаса прочности опасного сечения:

где Ѕ_σ и Ѕ_τ – коэффициенты запаса прочности при действии изгиба и кручения.

[Ѕ] –допустимое значениекоэффициенты запаса прочности. Для редукторных валов [Ѕ] ≥2,5…3,0, с.185, [1].

,

,

Условие выполняется.

10. Расчет подшипников качения

Исходные данные для расчета:

Диаметры вала под подшипники – 70 мм

Реакции в опорах: R_сх = 7262 Н,R_DX=2683Н,

R_CZ=11256, R_OZ=562H

Осевые силы: F_фш = 7450 Н, F_ок = 3139Н.

Угловая скорость: ω₃ =18,3 рад/с.

Pис. 12.1

10.1 Определение реакции в опорах

Определяем результативную радиальную реакцию в каждой опоре вала (для схемы нагрузки):

,

где R_пх = R_nz– радиальные реакции в опоре, в горизонтальной и вертикальной плоскостях.

Индекс «п»- опора.

;

.

Выбираем роликовые однорядные подшипники №7314 с такими основными параметрами:

d= 70 мм, D = 150 мм, B= 35 мм.

C= 168 кН – динамическая грузоподъемность;

С₀= 137 кН – статическая грузоподъемность;

е = 1,5tga =1,5 tg14⁰ = 0,37.

Результирующая осевая сила:

F_a = F_аш F_ак = 7450 –3139= 1713 Н.

Определяем по соотношению коэффициент осевой нагрузки.

Определяем составляющие осевых реакций S_п в подшипниках от радиальных реакций R_rn:для радиально-упорных шариковых подшипников:

- для опоры А:

S_C=eR_rC=0.37∙13395=4956H;

для опоры В:

S_D=eR_rD=0.37∙2741=1014.0H.

Определение осевых реакций R_апподшипников.

Осевые реакции определяем исходя из схемы размещения подшипников, принимаем схему – «в распор»:

Рис.10.2.

-в т. D

ΣF=-S_C+F_a+S_D=-4956+4311+1014=369H>0.

тогда

R_aD=F_a+S_C=4311+4956=9267H

-в т. С

ΣF=-S_D-F_a+S_C=-1014-4311+4956=-369H.>0

тогда

R_aC=S_C=4956H.

10.2 Определение коэффициентов

V-коэффициент оборота кольца, V=1,0 (вращается внутреннее кольцо);

реакции подшипников:

- для опоры С

- для опоры D

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

P_en=(X∙V∙R_rn+Y∙R_an)∙K_σK_T :

- опора С: Р_еС=(1∙1∙13395+0∙4956)∙1,3∙1,0=17413,5Н;

- опора D: P_eD=(0.4∙1∙2741+1.88∙9267)∙1.3∙1.0=24074H.

10.4 Определяем долговечность подшипников

,

где п_i- частота вращения i-того вала, об/мин,

.

р=10/3- для роликовых подшипников.

Опора С: ч,

Опора D: ч,

Срок работы привода L_h=1∙10⁴ч подшипники (опора С и опора D) обеспечивают.

10.5 Выбор муфты

Расчётный крутящий момент, который передаёт муфта в данном приводе определяется по формуле:

М_max=K_PM_н=1,5∙6682=10023Нм,

где K_P= 1,5 – коэффициент, который учитывает условия эксплуатации установки, принимаем по табл. 7.1. , [1].

М_н – номинальный крутящий момент на валу.

Выбираем зубчатую муфту МЗ 6, табл. 17.6.,[9] с такими параметрами:

М=11800 Нм, d_в = 105 мм, n_max=2500 об/мин.

Геометрические размеры муфты, см. рис. 12.2.

B = 50 мм, D=320 мм, D₁=230 мм, D₂=140 мм, L=255 мм.

Размеры зацепления зубчатой муфты:

m =4,0 мм, z=48, b=30 мм.

Муфты зубчатые используют для соединения валов, которые передают большие крутящие моменты, где точное установление валов невозможно или возникают значительные осложнения. Зубчатые муфты отличаются компактностью и высокой выносливостью нагрузок.

Компенсирующая способность муфты достигается созданием зазоров между зубьями и приданием бочкообразной формы зубьям.

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

Рис. 10.5.

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

В качестве опор конвейера принимаем подшипники скольжения, разъёмные с двумя болтами по ГОСТ 11607-65 с чугунными вкладышами с СЧ 18 для которого определяем допустимые значения параметров: , , табл. 9.1, [8].

Конструктивные размеры корпуса выбранного подшипника определяем согласно С.594, [8] в зависимости от диаметра вала:

d_В=110 мм, d₁=32 мм, B=130 мм, b=110 мм, H=200 мм, h=110 мм, h₁= 40 мм, L=370 мм, A=310 мм,

A₁=190 мм, шпилька М24х100.

Схема подшипника скольжения

Рис. 11.1.

Проверяем выбранный подшипник по двум критериям:

- условие износа ( долговечность )

,

где F₀=F_t=28000 H – окружная сила, см. раздел 1.1.

- условие теплоустойчивости

где - скорость скольжения.

Оба условия выполняются, значит опоры скольжения удовлетворяют

При проверочном расчёте у зубчатых муфт рассчитывают рабочие поверхности зубов на износ (определяется граничное значение удельного давления на зубцы муфты).

где d₀ – диаметр делительного круга, м,d₀ = mz=4,0∙48=192 мм,b – длина зуба зубчатой втулки, м, [q] – допустимое значение удельного давления для материала зубов, МПа, табл. 17.6, [9].

Литература

1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А.. Расчёт и проектирование деталей машин [Учеб. Пособие для техн. вузов]. – 3-е изд., перераб. и доп. – Х.: Основа,1991.- 276 с.: схем.

2. Расчёты деталей машин: Справ. Пособие / А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. – 3-е изд., перераб. и доп. – Мн.: Выс. шк., 1986. – 400 с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 1 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-208 с.,ил.

4. Курсовое проектирование деталей машин: Справ. Пособие. Часть 2 / А.В. Кузьмин, Н.Н. Макейчик, В.Ф. Калачев и др.-Мн.: Выс. школа ,1982-334 с.,ил.

5. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Пасові передачі ”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Гончарук О.М., Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-24 с.

6. Методические указания по выполнению курсового проекта по курсу «Детали машин» (Раздел «Расчёт закрытых зубчатых и червячных передач») для студентов специальности 1514 заочной формы обучения / Стрелец В.Н,, Шинкаренко И,Т.- Ровно, УИИВГ, 1988 – 41 с.

7. Методичні вказівки для виконання курсового проекту з курсу „Деталі машин” (Розділ „Розрахунки валів і підшипників кочення”) для студентів спец. 31.11 заочної форми навчання / Стрілець В,М., Шинкаренко І.Т., - Рівне, У||ВГ, 1990.-16 с.

С.А. Чернавский, Г.М. Ицкович и др.. Курсовое проектирование деталей машин, М: Машиностроение, 1979-351