Проект привода к цепному подвесному конвейеру

Федеральное агентство по образованию Филиал государственного образовательного учреждения высшего профессионального образования Московского государственного индустриального университета в г. Вязьме Смоленской области (ВФ ГОУ МГИУ) Специальность: 190 201 «Автомобилеи тракторостроение»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина:

Детали машин и основы конструирования Студент: группа: Вз08А22п Голубев Роман Анатольевич Преподаватель: Хан В.В.

1. Техническое задание. Расчетная часть. Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру

1.1 Чертеж кинематической схемы

1.2 Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Эскизный проект. Выбор материалов зубчатой цилиндрической передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

4. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

5. Расчет открытой передачи

5.1 Выбор материалов открытой цилиндрической передачи. Определение допускаемых напряжений

5.2 Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи редуктора

6. Расчет нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчет толщины стенок редуктора Библиография

1. Техническое задание. Расчетная часть. Разработка кинематической схемы привода к цепному подвесному конвейеру

Выбор варианта задания осуществляется по первой букве фамилии студента, согласно таблице 1.

Таблица 1

Выбор варианта задания.

Выбор варианта исходных данных осуществляется по второй букве фамилии студента согласно таблице 2.

Таблица 2

Выбор варианта исходных данных.

Техническое задание

3. Спроектировать привод к цепному подвесному конвейеру по схеме (рисунок 1) при исходных данных (таблица исходных данных): окружная сила на тяговой звёздочке F, скорость тяговой цепи v, шаг тяговой цепи р_ц, число зубьев на тяговой звёздочке z, срок службы — L лет.

Рисунок 1 — Кинематическая схема привода к цепному подвесному конвейеру:

1 -электродвигатель, 2 — муфта упругая, 3 -редуктор коническо-цилиндрический с вертикальным выходным валом, 4 — перекрытие, 5 — муфта компенсирующая, 6 — звёздочка с тяговой цепью

Таблица 1

Варианты исходных данных для расчётов приводов

Для всех вариантов принять коэффициенты, связанные с режимом нагружения

К_сут=0,3 и К_год=0,8; допустимое отклонение скорости привода =5%.

1.1 Чертеж кинематической схемы

Кинематическая схема привода к цепному подвесному конвейеру

1 -электродвигатель

2 — муфта упругая

3 -редуктор коническо-цилиндрический с вертикальным выходным валом, 4 — перекрытие

5 — муфта компенсирующая

6 — звёздочка с тяговой цепью

Исходные данные:

Окружная сила F=2,0 кН

Скорость тяговой цепи V=0,5 м/с

Шаг тяговой цепи Рц = 100 мм

Число зубьев тяговой звёздочки Z=10

Срок службы L= 7лет

К_сут=0,3

К_год=0,8

Допустимое отклонение скорости привода =5%.

Срок службы приводного устройства.

Срок службы (ресурс) L_h определяем по формуле:

L_h =365L_r•t_c•L_c

где L_r — срок службы привода, лет.

t_c — продолжительность смены, ч

L_c — число смен,

Тогда согласно (1.1)

L_h= 365*7*8*2= 40 880

Принимаем время простоя 15% ресурса:

L_h = 40 880*0,85=34 748?35· 10і ч

Эксплуатационные характеристики сведены в таблице 1.1

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Определяем требуемую мощность

P_PM=Fv, Н

F=2,0 кНокружная сила

V=0,5 м/сскорость тяговой цепи

Тогда

Р_рм = 2,0· 10і·0,5 =1100 Вт = 1,1 кВт

Тогда согласно (2.1) Р_РМ=1100Вт Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

з = з_зп•з_оп• з_м• з_пк• з_пс

где з_зп, — коэффициенты полезного действия закрытой передачи;

з_оп — КПД открытой передачи;

з_м — КПД муфты;

з_пк— КПД подшипников качения (по кинематической схеме в редукторе три пары подшипников качения);

з_пс— КПД подшипников скольжения (одна пара).

Значения КПД выбираем по таблице:

з_зп =0,97

з_м =0,95

з_on =0,98

з_пк =0,995

з_пс =0,99

Тогда

з = 0,97 • 0,95 • 0,98 • 0,995² • 0,99=0,89

Определяем требуемую мощность двигателя:

Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном, кВт. Выбираем по величине больший, но ближайший к требуемой мощности Р_дв.

Р_ном =3кВт

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью

Р_ном = 3кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя в таблице 2.1.

Таблица 2.1

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Определяем частоту вращения рабочей машины

об/мин

где

v — скорость тяговой цепи, м/с;

Р — шаг тяговой цепи, мм;

z — число зубьев тяговой звездочки.

Тогда

Находим передаточное число привода u для каждого варианта:

[n_рм]= n_рм ± ?n_рм = 21,4+1,07=22,47 об/мин.

отсюда фактическое передаточное число привода:

Передаточное число открытой передачи:

Таким образом, выбираем:

— двигатель 4АМ112MA6УЗ (Р_ном=3,кВт, Р_ном = 955 об/мин);

— передаточные числа: привода u = 42, редуктора u_ЗП=7,1, зубчатой передачи u_оп=6.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Расчетные мощности на валах: Р_дв = 3, кВт

P₁= Р_дв• з_м •з_пк= 3· 0,98 · 0,995 = 2,92,кВт;

Р₂=Р_г•з_зп•з_пк = 2,92 · 0,97 · 0,995 = 2,8, кВт;

Р_рм=Р₂•- з_оп •з_nc= 2,8 · 0,95 · 0,99 = 2,65, кВт.

Частоты вращения и угловые скорости валов:

n_ном=955, об/мин.

n₁ = n_ном = 955, об/мин; щ₁= щ_ном= 100, 1/с

Вращающие моменты на валах:

Т₁=Т_дв • з_м • з_пк= 30 · 0,98 · 0,995 = 29,2, Н•м;

Т₂=Т₁ • u_зп •з_зп • з_пк= 29,2 · 7,1· 0,97 · 0,995 = 200, Н•м;

Т_рм=Т₂ • u_оп •з_оп • з_пс= 200 · 6 · 0,95 · 0,99 =1188 Н•м.

Производим разбивку передаточного числа привода u, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп= 7,1;

Силовые и кинематические параметры привода

Анализируя полученные значения передаточных чисел, приходим к выводу:

а) четвертый вариант (u=78; nном=2840,об/мин) затрудняет реализацию принятой схемы двухступенчатого привода посредством конического редуктора и цепной передачи из-за большого переда точного числа и всего привода;

б) первый вариант (u=19,7; nном=720,об/мин) не рекомендуется для приводов общего назначения;

в) в третьем варианте (u= 39,4; n_ном=1435,об/мин) получилось большое значение передаточного числа цепной передачи, уменьшение которого за счет увеличения — передаточного числа редуктора нежелательно;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее второй:

u = 13,8; n_ном=955,об/мин.

Здесь передаточное число цепной передачи можно уменьшить за счет допускаемого отклонения скорости ленты элеватора и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения вала:

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала мостового крана, приняв? n_рм = +1,5 об/мин.

3. Эскизный проект. Выбор материалов зубчатой цилиндрической передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Выбор твердости, термообработки и материала колес

Для шестерни принимаем сталь 45 улучшенную, твердостью 230НВ, а для колеса — сталь 45 нормализованную, твердостью 210НВ.

Выбираем интервал твердости зубьев шестерни HB₁ 235−262 и колеса НВ₂ 179−207.

Определяем среднюю твердость зубьев:

Для шестерни:

;

Для колеса:

.

Определяем механические характеристики сталей:

Для шестерни:

у_В1 =780 Н/мм², у_-1=335 Н/мм²

Для колеса:

у_В2= 600 Н/мм², у_-1=260Н/мм

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_KH1 и колеса К_KH2

где N_HO — число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости.

N_но1 = 16.5млн.циклов, N_но2=10млн.циклов

N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N=573 • щ • L_h ,

где щ — угловая скорость соответствующего вала.

L_h — срок службы привода (ресурс), ч.

Тогда:

N₁ = 573 • 100 • 29 • 10³ = 1661•10⁶ циклов

N₂= 573 • 14 • 29 • 10³ = 232 • 10⁶ циклов

Т.к. N_I>N_HOI и N₂>N_Ho2, то принимаем K_HL1 = l и K_HL2=1

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[у]_HO1 = 1.8 HB_ср1+ 67 = 1,8 · 248,5 + 67 = 514 H/мм²

[у]_HO2 = 1.8 HB_ср2+ 67 = 1,8 · 193 + 67 = 414 H/мм²

Определяем допускаемое контактное напряжения для зубьев шестерни [у]_Н1 и колеса [у]_Н2:

[у]_H1 = K_H1.1 • [у]_HO1 = 1 · 514 = 514 H/мм²

[у]_H2 = K_H1.2 • [у]_HO2 = 1 · 414 = 414 H/мм²

3.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

Т.к. N₁>N_F0 =4 •10⁶ и N₂>N_F0, то принимаем коэффициент долговечности:

K_FL1=1 и K_FL2=1

Допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0.

[у]_F01 = 1,03 • HB_ср1= 1,03 · 248,5 = 256 H/мм²

[у]_F02 = 1,03 • HB_ср2= 1,03 · 193 = 199 H/мм²

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]_F1 и колеса [у]_F02

[у]_F01 = K_F1.1 • [у]_F01 = 256 H/мм²

[у]_F02 = K_F1.2 • [у]_F02 = 199 H/мм²

Механические характеристики материалов зубчатой передачи приведены в таблице 4.3.

Таблица 4.3

4. Расчет зубчатой цилиндрической передачи редуктора

Определяем главный параметр — межосевое расстояние a_w, мм.

мм

где:

К_а= 43 — вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

ш_а=b₂/а_w = 0,25 — коэффициент ширины венца колеса (для шестерни, расположенной консольно относительно опор — в открытых передачах);

u = 7,1 — передаточное число редуктора или закрытой передачи;

Т₂=200 — вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Н•м;

[у]_н = 414 — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

К_нв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_нв = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего числа, а_w =156, мм.

Определяем модуль зацепления m, мм:

где К_m = 5,8 — вспомогательный коэффициент;

мм — делительный диаметр колеса;

b₂= ш_а • a_w = 0,25 · 156 = 39 мм — ширина венца колеса;

[у]_F = 199 H/MM² — допускаемое напряжения изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/м²;

Т.к это открытая передача, то значение модуля увеличиваем на 30% из-за изнашивания зубьев: m = 1,09 · 1,3 = 1,4

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного: m = 2 мм

Определяем угол наклона зубьев в_min:

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:

Z₂=Z_? — Z ₁ = 151 — 18 = 133

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение? u от заданного u:

u_ф= Z₂ / Z₁= 133/18 = 7,3

Определяем фактическое межосевое расстояние:

мм

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи.

Определение делительного диаметра шестерни d₁ и колеса d₂:

d₁=m•Z₁•cosв = 2 · 18 · cos12° = 35 мм

d₂=m•Z₂•cosв = 2 · 133 · cos12° = 258 мм

Определение вершин зубьев шестерни da1 и колеса da2: .

d_a1=d₁+2m = 35+2· 2=39 мм

d_a2=d₂+2m = 258+2· 2=262 мм

Определение впадин зубьев шестерни d_F1 и колеса d_F2:

d_F1=d₁-2,4m = 35 — 2,4· 2 = 30,2 мм

d_F2=d₂-2,4m = 258 — 2,4· 2 = 253,2 мм

Определение ширины венца шестерни b₁ и колеса b₂:

b₁=b₂+(2…5)мм = 39+4 = 43 мм

b₂=ш_a • a_w = 0,25 · 156 = 39 мм

Дальнейшие расчеты и конструирование ведем по фактическим межосевому расстоянию a_w и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм; значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа.

Проверочный расчет

1. Проверяем межосевое расстояние:

2. Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

D_заг? D_пред

C_заг(S_заг)? S_пред

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг= d_a1 + 6 мм = 41 + 6 = 47 мм

Толщину диска заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = b₂ + 4 мм = 39 + 4 = 43 мм .

Толщину диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимаем меньше из двух:

С_заг = 0,5•b₂ = 0,5 · 39 = 19,5 мм

S_заг = 8•m = 8 · 2 = 16 мм

3. Проверяем контактные напряжения у_H, Н/мм² :

где К = 376 — вспомогательный коэффициент;

— окружная сила в зацеплении, Н;

К_Ha= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Hv — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

отсюда определяем, что K_Hv = 1,04 (по 8 степени точности).

Фактическую недогрузку или перегрузку передачи? у_H можно подсчитать так:

недозагрузка

Проверить напряжение изгиба зубьев шестерни у_F1 и колеса у_F2:

где m = 2 мм — модуль зацепления;

b₂ = 39 мм — ширина зубчатого венца колеса;

F₁ =1465 Н — окружная сила в зацеплении;

K_Fa=1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fв = l — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Fv = 1,11 — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

Y_FI и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от числа зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂ для косозубых колес:

Y_F1 = 3,78

Y_F2 = 3,62

Y_в = l — в /140° = 0,91 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[у]_F1=256 и [у]_F2=199 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²

Фактическую недогрузку или перегрузку можно подсчитать так:

При проверочном расчете он значительно меньше [у]_F, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Параметры зубчатой цилиндрической передачи

редуктор привод цепной конвейер

5. Расчет открытой передачи

5.1 Выбор материалов открытой цилиндрической передачи. Определение допускаемых напряжений

Выбираем для колеса открытой передачи сталь 45Л, для шестерни — сталь 45. Термообработка для шестерни — улучшение, для колеса улучшение.

Выбираем интервал средней твердости для шестерни НВ, 235−262 и колеса Н_В2 207−235.

Определяем среднюю твердость зубьев:

Для шестерни:

;

Для колеса:

Определяем механические характеристики сталей:

Для шестерни: у_B1 =780 Н/мм², у_-1=335 Н/мм²

Для колеса: у_B2 = 680 Н/мм², у_-1 =285 Н/мм²

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2:

где N_HO — число циклов перемены напряжений соответствующие пределу выносливости.

N_HO1 = 16,5 млн. циклов, N_HO2 = 16,5 млн. циклов

N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка):

N=573•щ•L_h

где щ — угловая скорость соответствующего вала.

L_h — срок службы привода (ресурс), ч.

Тогда:

N₁ = 573 · 14 · 29 · 10і = 232 · 10циклов

N2= 573 · 8 · 29 · 10і = 132 · 10циклов

Т.к. N₁>N_HOI и N₂>N_HO2, то принимаем K_HL1=1 и K_HL2 =l

Определяем допускаемые контактные напряжения, соответствующие пределу выносливости при числе циклов:

[у]_HO1=1,8HB_ср1+67= 1,8 · 248,5 +67 = 514 H/мм²

[у]_HO2=1,8HB_ср2+67= 1,8 · 221 +67 = 465 H/мм²

Определяем допускаемое контактное напряжения для зубьев шестерни [у]_H1 и колеса [у]_H2

[у]_H1= K_HL1•[у]_HO1= 1 · 514 = 514 H/мм²

[у]_H2= K_HL2•[у]_HO2= 1 · 465 = 465 H/мм²

Дальнейший расчет ведем по колесу, как менее прочному.

Т.к. N₁>N_FO=4•10⁶ и N₂>N_FO, то принимаем коэффициент долговечности:

K_HL1 = 1; K_HL2 = 1

Допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0.

[у]_F01=1,03•HB_ст1= 1,03 · 248,5 = 256 H/мм²

[у]_F02=1,03•HB_ст2= 1,03 · 221 = 228 H/мм²

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни [у]_F1 и колеса [у]_F2

[у]_F1=K_FL1[у]_F01= 1 · 256 = 256 H/мм²

[у]_F2=K_FL2[у]_F02= 1 · 228 = 228 H/мм²

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

5.2 Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи редуктора

Определяем главный параметр — межосевое расстояние a_w, MM.

где К_а — вспомогательный коэффициент. Для прямозубых — К_а=43;

ш_a =b₂/a_w = 0,25 — коэффициент ширины венца колеса, ш_a = 0,2…0,25 — для шестерни, расположенной консольно относительно опор — в открытых передачах;

u = 7,1 — передаточное число редуктора или открытой передачи;

Т₂=200— вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора или на приводном валу рабочей машины при расчете открытой передачи, Н•м;

[у] _н =414 — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, Н/мм²;

К_Нв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Нв = 1.

Полученное значение межосевого расстояния a_w округляем до ближайшего числа.

а_w=156,мм.

Определяем модуль зацепления m, мм:

где К_m = 6,8 — вспомогательный коэффициент;

— делительный диаметр колеса, мм;

b₂= ш_a a_w = 0,25 · 156 = 39 мм — ширина венца колеса, мм;

[у]_F = 228 H/MM² — допускаемое напряжения изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм²;

Полученное значение модуля m округляем в большую сторону до стандартного: m = 2 мм

Определяем угол наклона зубьев в_mjn:

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса:

Z₂ = Z_? -Z₁ = 156 — 19 = 137

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение ?u от заданного u:

u_ф= Z₂ / Z₁= 137/19 = 7,2

Определяем фактическое межосевое расстояние:

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм.

Определяем делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂:

d₁=m•Z₁•cosв = 2 · 19 · cos8° = 37 мм

d₂=m•Z₂•cosв = 2 · 137 · cos8° = 271 мм

Определяем вершины зубьев шестерни d_a1 и колеса d_a2:

d_a1=d₁+2m = 37 + 2· 2 = 41 мм

d_a2=d₂+2m = 271 + 2· 2 = 275 мм

Определяем впадины зубьев шестерни d_F1 и колеса d_F2:

d_F1=d₁-2,4m = 41 — 2,4 · 2 = 36,2 мм

d_F2=d₂-2,4m = 275 — 2,4 · 2 = 270,2 мм

Определяем ширину венца шестерни b₁ и колеса b₂:

b₁=b₂+(2…5)мм = 39 + 3 = 42 мм

b₂=ш_a • a_w = 0,25 · 156 = 39 мм

Дальнейшие расчеты и конструирование ведем по фактическому межосевому расстоянию а_w и основным параметрам передачи.

Точность вычисления делительных диаметров колес до 0,01 мм; значение ширины зубчатых венцов округляем до целого числа.

Проверочный расчет

1. Проверяем межосевое расстояние:

2. Проверяем пригодность заготовок колес. Условие пригодности заготовок колес:

D_заг? D_пред

C_заг(S_заг)? S_пред

Диаметр заготовки шестерни:

D_заг= d_a1 + 6 мм = 41 + 5 = 46 мм

Толщину диска заготовки колеса закрытой передачи:

S_заг = b₂ + 4 мм = 39 + 4 = 43 мм .

Толщину диска или обода заготовки колеса открытой передачи принимаем меньшей из двух:

С_заг = 0,5•b₂ = 0,5 · 39 = 19,5 мм

S_заг = 8•m = 8 · 2 = 16 мм

3. Проверяем контактные напряжения у_H, Н/мм² :

— окружная сила в зацеплении, Н;

К_Ha= 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Hv — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи;

отсюда определяем, что K_Hv = 1,04 (по 8 степени точности).

Фактическую недогрузку или перегрузку передачи? у_H можно подсчитать так:

недозагрузки

4. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни у_F1 и колеса у_F2:

где m = 2 мм — модуль зацепления;

b₂ = 39 мм — ширина зубчатого венца колеса;

F₁ = 1476 Н — окружная сила в зацеплении;

K_Fa = 1 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_Fв = l — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

K_Fv = 1,11 — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

Y_FI и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяем в зависимости от числа зубьев шестерни Z₁, и колеса Z₂ для косозубых колес:

Y_F1=3,66

Y_F2=3,62

Y_в=l — в /140° = 0,9 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

[у]_F1=256 и [у]_F2=228 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²

Фактическую недогрузку или перегрузку можно подсчитать так:

недогрузки

недогрузки

При проверочном расчете он значительно меньше [у]_F, это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

Параметры открытой зубчатой цилиндрической передачи, мм

6. Расчет нагрузки валов редуктора

Определение сил в зацеплении закрытой передачи

Определяем окружную силу F_t, колеса F_t2:

на шестерне F_t1= F_t2 = 1465 H

Определяем радиальную силу колеса F_r2:

на шестерне F_r1=F_r2= 543 H

Определяем осевую силу колеса F_a2:

F_a2 = F_t2 • tgв = 1465 · tg12є =293 Н

на шестерне F_a2 =F_a1= 293 H

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Выбор материалов валов

Для валов редуктора принимаем сталь 45 улучшенную с механическими характеристиками:

у_в = 780Н/мм²

у_т = 540Н/мм²

у_-1 = 335Н/мм²

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для быстроходного вала [ф]_к = 10Н/мм²

Для тихоходного вала [ф]_к = 20Н/мм²

Определение геометрических параметров ступеней валов.

Вал-шестерня цилиндрическая.

Диаметр вала под полумуфту, соединенного с двигателем 4AM112MА6У3 упругой втулочно-пальцевой муфтой:

d₁ = (1,0ч1,2) d_1(дв) = (1ч 1,2)· 38 = (38 ч 45,6) мм

Принимаем d₁ = 40 мм

Длина участка вала под полумуфту

l₁ = (0,1ч1,5) d₁ = (1,0ч 1,5) 40 = (40 ч 60) мм

Принимаем l₁= 40 мм.

Размер фаски с = 1,6.

Диметр вала под уплотнение крышки с отверстием:

d₂=d₁+2t = 40 + 2 · 2,5 = 45 MM

где t = 2,5.

По ГОСТ 6636–84 принимаем d₂ = 45 мм

Диаметр вала под подшипник

d₄=d₂=45MM

Диаметр вала под шестерню, где r = 2

d₃ = d₂ + 3,2r = 45 + 3,2 · 2 = 51,4 мм

Принимаем d₃ = 52 мм

Длина вала под уплотнение

l₂? 1,5d₂ = 1,5 · 45 = 68 мм

Вал колеса

Диаметр вала под шестерню открытой передачи

Принимаем d₁=40 мм

Диаметр вала под уплотнение и подшипник

d₂ = d₄ = d₁ + 2t = 40 + 2· 2,5 = 45 мм

Принимаем d₂ = d₄ = 45 мм

Диаметр вала под колесо

d₃=d₂+3,2r = 45 + 3,2 · 2 = 51,4 мм

Принимаем d₃ = 52 MM

Предварительный выбор подшипников качения

В соответствии с размерами валов подшипники выбираем для быстроходного вала — радиальные шариковые однорядные средней серии с обозначением 309 с геометрическими размерами:

d = 45 мм

D =100ммдиаметр наружного кольца подшипника

В = 25 мм — ширина шарикоподшипников

r = 2,5 мм

С_r = 52,7 кН — динамическая грузоподъёмность

С_0r = 30 кН — статическая грузоподъёмность

Для тихоходного вала подшипники легкой серии с обозначением 209 с геометрическими размерами:

d = 45 мм, D = 85 мм, В = 19 мм,

r = 2 мм, С_r = 33,2кН, С_0r = 18,6кН

8. Расчет толщины стенок редуктора

Толщина стенок редуктора:

д_р = 0,04•а + 2 = 0,04•156 + 2 = 8,24 мм

Принимаем д_р = 10 мм

Крышки:

д_к = 0,032•а + 2 = 0,032•156 + 2 = 6,9 мм

Принимаем д_к = 8 мм

Толщина фланцев корпуса и крышки:

b_к = 1,5 · д _р = 1,5 · 8,24 = 12,36 мм

b_кр = 1,5 · д_кр = 1,5 · 6,9 = 10,35 мм

Толщина нижнего пояса корпуса:

Р₁ =1,5 · д _р = 1,5 · 8,24 = 12,36 мм

Р₂ =1,5 · д_кр = 1,5 · 6,9 = 10,35 мм

Диаметр фундаментных болтов:

d₅ = 0,03 • а +12мм = 0,03 · 156 + 12 = 16,68 мм.

Библиография:

1. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х томах. М.: Машиностроение, 2007.

2. Детали машин/ Под ред. О. А. Ряховского. М.: Изд-во МГТУ им. Н. Э. Баумана, 2008.

3. Детали машин: Атлас конструкций/ Под ред. Д. Н. Решетова. М.: Машиностроение, 4.1 и 4.2, 2007.

4. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 2008.

5. Иванов М. Н., Финогенов В. А. Детали машин. М.: Высшая школа, 2009.

6. Иосикевич Г. Б. Детали машин. М.: Высшая школа, 2008.

7. Кудрявцев В. Н. Детали машин. Л.: Машиностроение, 2007.

8. Кудрявцев В. Н. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 2007.

9. Орлов П. И. Основы конструирования. В 2-х томах. М.: Машиностроение, 2007.

10. Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 2008.

11. Ряховский О. А., Иванов С. С. Справочник по муфтам. Л.: Политехника, 2007.