Привод транспортирующей машины

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет электропривода

1.1Определение общего КПД привода

1.2Нахождение требуемой мощности электродвигателя

1.2.1Выбор электродвигателя

1.3Определение общего передаточного числа привода

1.4 Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням

1.5 Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

1.5.1Передаточное число тихоходной ступени редуктора

1.5.2Передаточное число быстроходной ступени редуктора

1.6Определение частот вращения, крутящих моментов и мощностей на

ведущем и ведомом валах каждой ступени привода

1.6.1Быстроходная ступень привода

1.6.2Тихоходная ступень привода

1.6.3Цепная передача

2Расчет тихоходной ступени редуктора

2.1Выбор материала

2.2Определение ожидаемой окружной скорости

2.3Определение межосевого расстояния

2.4Определение значения модуля зацепления

2.5Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

2.6Определение числа зубьев шестерни и колеса

2.7Определение геометрических параметров передачи

2.7.1Определение делительных диаметров

2.7.2Определение фактического межосевого расстояния

2.7.3Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

2.7.4Определение диаметров впадин зубьев

2.7.5Определение ширин зубчатого венца шестерни и колеса

2.8Проверочный расчет передачи на контактную прочность

2.9Проверочный расчет передачи на изгиб

2.10Определение усилий в зацеплении

2.11Конструирование зубчатого колеса и шестерни

2.11.1Конструирование шестерни

2.11.2Конструирование зубчатого колеса

3Расчет быстроходной ступени редуктора

3.1Выбор материала

3.2Определение приблизительной окружной скорости

3.3Определение межосевого расстояния

3.4Определение значения модуля зацепления

3.5Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

3.6Определение числа зубьев шестерни и колеса

3.7Определение геометрических параметров передачи

3.7.1Определение делительных диаметров

3.7.2Определение фактического межосевого расстояния

3.7.3Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

3.7.4Определение диаметров впадин зубьев

3.7.5Определение ширин колес

3.8Проверочный расчет передачи на контактную прочность

3.9Проверочный расчет передачи на изгиб

3.10Определение усилий в зацеплении

3.11Конструирование зубчатого колеса и шестерни

3.11.1Конструирование шестерни

3.11.2Конструирование зубчатого колеса

4Расчет цепной передачи

4.1Определение типоразмера цепи

4.1.1Установка типа цепи

4.1.2Определение предварительного шага цепи

4.1.3Выбор цепи

4.2Проверка выбранного типоразмера цепи

4.3Определение геометрических параметров передачи

4.3.1Определение числа зубьев ведомой звездочки

4.3.2Определение межосевого расстояния

4.3.3Определение числа звеньев цепи

4.3.4Уточнение межосевого расстояния

4.3.5Определение расчетной длины цепи

4.4Проверка цепи по числу ударов

4.5Проверка цепи на прочность

4.6Определение сил, действующих на валы звездочек

4.7Конструирование звездочек

5Расчет быстроходного вала редуктора

5.1Выбор материала вала

5.2 Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

5.3Конструирование быстроходного вала

5.4Расчет изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

5.5Определение коэффициента запаса прочности в опасном сечении

6Расчет промежуточного вала редуктора

6.1Выбор материала вала

6.2Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

6.3Конструирование промежуточного вала

6.4Расчет изгибающих и крутящих моментов

6.5Определение коэффициента запаса прочности в опасном сечении

7Расчет тихоходного вала редуктора

7.1Выбор материала вала

7.2Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

7.3Конструирование тихоходного вала

7.4 Расчет крутящих и изгибающих моментов

7.5Определение коэффициента запаса прочности в опасном сечении

8Выбор муфты

9Выбор шпонок

9.1Для быстроходного вала

9.1.1Шпонка под полумуфту

9.1.2Шпонка под шестерню

9.2Для промежуточного вала

9.2.1Шпонка под зубчатое колесо

9.2.2Шпонка под шестерню

9.3Для тихоходного вала

9.3.1Шпонка под зубчатое колесо

9.3.2Шпонка под ведущую звездочку цепной передачи

9.4 Шпонка под ведомую звездочку цепной передачи

10Выбор подшипников и их проверка

10.1Выбор типоразмеров подшипников

10.2 Проверка выбранных подшипников по динамической грузоподъемности

10.2.1 Подшипник для быстроходного вала

10.2.2Подшипник для промежуточного вала

10.2.3Подшипник для тихоходного вала

11Выбор смазки для зубчатых зацеплений и подшипников

11.1Выбор смазки зубчатых колес

11.2Выбор смазки цепной передачи

11.3 Выбор смазки для подшипников качения

11.3.1Выбор смазки для подшипников быстроходного вала

11.3.2Выбор смазки для подшипников тихоходного вала

11.4Выбор уплотнительных устройств

12Конструирование корпуса редуктора и крышек подшипников

12.1Расчет корпуса

12.2Конструирование крышек подшипников

12.2.1Для быстроходного вала

12.2.2Для промежуточного вала

12.2.3Для тихоходного вала Список литературы Исходные данные:

P=3,5 кВт-мощность на приводном валу машины,

n=44 -частота вращения вала.

Нагрузка постоянная. Работа в 2 смены. Срок службы 5 лет.

В графической части разработать:

1.Общий вид привода

2.Редуктор

3.Фундаментную плиту

4. Рабочие чертежи деталей: звездочка ведомая, зубчатое колесо, вал, крышка подшипника

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

электропривода

1.1 Определение общего КПД привода

(1.1)

где — КПД зубчатой передачи,

— КПД цепной передачи.

= 0,96, = 0,92 /2, т.1, с.4/

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

(1.2)

(кВт)

1.2.1 Выбор электродвигателя

По таблицам /2, т. 3 и 4, с. 12, 13/ выбираем двигатель большей ближайшей мощности:

двигатель — 4А132S6У3,

мощность — Р = 5,5 кВт, синхронная частота вращения — n = 1000 об/мин, скольжение — s = 3,3%

4,127 < 5,5 кВт.

Рабочая частота вращения ротора двигателя рассчитывается по формуле /2, с. 4/:

(1.3)

(об/мин) Основные размеры двигателя приведены в таблице 1.1 и представлены на рисунке 1.1.

Таблица 1.1. Основные размеры двигателя 4А132S6У3

Рисунок 1.1- Электродвигатель 4А132S6У3

1.3 Определение общего передаточного числа привода

(1.4)

1.4 Разбивка общего передаточного числа привода по ступеням

(1.5)

где — передаточное число редуктора,

— передаточное число цепной передачи.

Примем =2 /2, с. 7/

Тогда

= · =/, (1.6)

где — передаточное число быстроходной ступени редуктора,

— передаточное число тихоходной ступени редуктора.

= = 11

1.5 Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

1.5.1 Для двухступенчатого привода, выполненного по соосной схеме, передаточное число тихоходной ступени редуктора определяем как /2, т. 5, с. 14/:

= 0,95? (1.7)

= 0,95? = 3,15

1.5.2Для двухступенчатого привода, выполненного по соосной схеме, передаточное число быстроходной ступени редуктора определяем как /2, т. 5, с. 14/:

(1.8)

= 3,49

1.6Определение частот вращения, крутящих моментов и

мощностей на ведущем и ведомом валах каждой ступени привода

/2, с. 7, 8/

1.6.1 Быстроходная ступень привода

n_1Б = n_дв = 967 об/мин

n_2Б = n_1Б/U_Б, (1.9)

n_2Б = 967/3,49= 277 (об/мин)

Т_1Б = Т_дв = (1.10)

Т_1Б = Т_дв = = 54,3· 10³ (Н· мм)

Т_2Б = Т_1Б? ?_ред? U_Б, (1.11)

Т_2Б = = 182· 10³ (Н· мм)

Р_1Б = Р_дв = 5,5 кВт

Р_2Б = Р_1Б? ?_ред,(1.12)

Р_2Б = 5,5? 0,96 = 5,28 (кВт)

электродвигатель привод ротор

1.6.2 Тихоходная ступень привода

n_1Т = n_2Б = 277 об/мин

n_2Т = n_1Т/U_Т,(1.13)

n_2Т = 277/3,15 = 87,9 (об/мин)

Т_1Т = Т_2Б = 182· 10³ Н· мм

Т_2Т = Т_1Т? ?_ред? U_Т,(1.14)

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

Р_1Т = Р_2Б = 5,28 кВт

Р_2Т = Р_1Т? ?_ред,(1.15)

Р_2Т = 5,28? 0,96 = 5,1 (кВт)

1.6.3 Цепная передача

n_1цепи = n_2Т = 87,9 об/мин

n_2цепи = n_1цепи/U_цепи,(1.16)

n_2цепи = 87,9/2 = 44 (об/мин)

Т_1цепи = Т_2Т = 550,4· 10³ Н· мм

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

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

Р_1цепи = Р_2Т = 5,1 кВт

Р_2цепи = Р_1цепи? ?_цепи,(1.18)

Р_2цепи = 5,1? 0,92 = 4,7 (кВт)

2 Расчет тихоходной ступени редуктора

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

2.2 Определение ожидаемой окружной скорости

(2.1)

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

V_Т^/ = = 1,9 (м/с)

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

2.3 Определение межосевого расстояния исходя из условия

контактной прочности

(2.2)

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

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

U — передаточное число,

T — крутящий момент на валу колеса, Н,

U- (см. п. 1.5.1); - (cм. п. 1.6.2).

— допускаемое контактное напряжение,

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

=, (2.3)

— предел длительной выносливости, ,

S_n — коэффициент безопасности; S_n = 1.1;

= (2.4)

= (Н/мм²)

= 159,5 (мм).

2.4 Определение значения модуля зацепления

Задаемся значением модуля

m?=

m?=(мм)

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

2.5 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Z_? = Z₁ + Z₂ =,(2.5)

гдеZ₁ — число зубьев шестерни,

Z₂ — число зубьев колеса.

Z_? = 127

2.6 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Должно выполняться условие:

Z₁ = Z_? /(U_Т + 1)? 17,(2.6)

Z₁ = 127/(3,15 + 1) 31>17

Тогда,

Z₂ = 127 — 31 = 96

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

U_Т = Z₂ /Z₁ = 96/31 = 3,10

2.7 Определение геометрических параметров передачи

2.7.1Определение делительных диаметров

d₁ = m? Z₁,(2.7)

d₂ = m? Z₂,(2.8)

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

d₁ = 2,5? 31 = 77,5 (мм),

d₂ = 2,5? 96 = 240 (мм)

2.7.2 Определение фактического межосевого расстояния

а = (d₁ + d₂)/2,(2.9)

а= (77,5+ 240)/2 = 159 (мм)

2.7.3 Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m,(2.10)

d_a2 = d₂ + 2m,(2.11)

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

d_a1 = 77,5 + 2? 2,5 = 82,5 (мм),

d_a2 = 240 + 2? 2,5 = 245 (мм)

2.7.4 Определение диаметров впадин зубьев

d_f1 = d₁ — 2,5m,(2.12)

d_f2 = d₂— 2,5m,(2.13)

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

d_f1 = 77,5 — 2,5? 2,5 = 72,5 (мм),

d_f2 = 240 — 2,5? 2,5 = 235 (мм)

2.7.5Определение ширин зубчатого венца шестерни и колеса

b₂ = ?_a? а ,(2.14)

b₁ = b₂ + (3 … 5),(2.15)

где b₁ и b₂ — ширина шестерни и колеса соответственно.

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

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

Рисунок 2.1 — Упрощенное изображение зубчатой пары тихоходной ступени редуктора

2.8 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

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

(2.16)

где?_Н - фактическое контактное напряжение, Н/мм²

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

Коэффициент k_НV уточняют по фактической окружной скорости:

(2.17)

V = = 1,12 (м/с)

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

Тогда

= 570 (Н/мм²)

?_Н ,

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

2.9 Проверочный расчет передачи на изгиб

Выполняется отдельно для шестерни и колеса

(2.18)

(2.19)

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

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

Y_? — коэффициент наклона зуба,

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

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

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

Y_F1 = 3,78, Y_F2 = 3,60

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

k_FV = 1,15

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

k_F? = 1,08 /3, с. 11/ (2.20)

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формулам

[?_F]₁ = ?_Flim1/ S_F,(2.21)

[?_F]₂ = ?_Flim2/ S_F,(2.22)

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

S_F — коэффициент безопасности.

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

?_Flim1 = 1,8НВ₁,(2.23)

?_Flim2 = 1,8НВ₂,(2.24)

Коэффициент безопасности принимается равным S_F = 1,75

Тогда

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

[?_F]₂ = 1,8?280/1,75 = 288 (Н/мм²).

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

(Н/мм²)

(Н/мм²)

?_F1 [?_F]_1,

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

?_F2 [?_F]_2,

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

2.10 Определение усилий в зацеплении

Для зубчатых передач без смещения угол зацепления ? = 20⁰

— окружная сила

F_t = 2T_1Т/d_1T,(2.25)

— радиальная сила

F_r = F_t х tg ?,(2.26)

— осевая сила

F_а = F_t х tg ?,(2.27)

F_t = = 4697 (Н),

F_r = 4697· 0,364 = 1709,6 (Н),

F_а = 4697· 0 = 0.

2.11Конструирование шестерни и зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора

2.11.1 Конструирование шестерни

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

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

S = (2.29)

S = (72,5 — 55)/2 = 8,75 (мм)

2,5? 2,5 + 2 = 8,25 (мм)

8,75 > 8,25 — выполняем насадную шестерню

Основные элементы конструкции шестерни приведены на рисунке 2.2

Рисунок 2.2-Эскиз шестерни тихоходной ступени редуктора

2.11.2 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы колеса:

D_ст = 1,5d + 10, (2.30)

где d-диаметр вала под колесом,

D_ст = 1,5?80 + 10 = 130 (мм)

Толщина тела ступицы:

?_ст = 0,25d + 5, (2.31)

?_ст = 0,25?80 + 5 = 25 (мм)

Толщина обода:

?_о = 2,5m + 2, (2.32)

?_о = 2,5?2,5 + 2 = 8,25 (мм)

Толщина диска:

?_д= (?_о + ?_ст)/2, (2.33)

?_д = (25 + 8,25)/2 = 16,6 (мм)

Штамповочный радиус:

R? (2 … 4)m, (2.34)

R? 2?2,5 = 5 (мм)

Длина ступицы колеса:

L_ст = b₂ = 50 мм (2.35)

Основные элементы конструкции зубчатого колеса приведены на рисунке 2.3

Рисунок 2.3- Эскиз зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора

3 Расчет быстроходной ступени редуктора

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

3.2 Определение приблизительной окружной скорости

(3.1)

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

V_Б^/ = = 3,48 (м/с)

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

3.3 Определение межосевого расстояния исходя из условия

контактной прочности

(3.2)

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

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

U — передаточное число,

T — крутящий момент на валу колеса, Н,

U- (см. п. 1.5.2); - (cм. п. 1.6.1).

— допускаемое контактное напряжение,

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

=, (3.3)

— предел длительной выносливости, ,

S_n — коэффициент безопасности; S_n = 1.1;

= (3.4)

= (Н/мм²)

=111,4 (мм).

Из условия соосности a_Б = a_Т = 159 мм.

3.4 Определение значения модуля зацепления

Задаемся значением модуля

m? (0.01…0.02) =0,015= 1,67 (мм).

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

3.5 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Z_? = Z₁ + Z₂ = 2а_Т/m,(3.5)

гдеZ₁ — число зубьев шестерни,

Z₂ — число зубьев колеса.

Z_? = 2? 159/2 = 159

3.6 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Должно выполняться условие:

Z₁ = Z_? /(U_Б + 1)? 17,(3.6)

Z₁ = 159/(3,49+ 1) 36 > 17

Тогда,

Z₂ = 159 — 36= 123

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

U_Б = Z₂ /Z₁ = 123/36 = 3,42

3.7 Определение геометрических параметров передачи

3.7.1Определение делительных диаметров

d₁ = m? Z₁,(3.7)

d₂ = m? Z₂,(3.8)

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

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

3.7.2Определение фактического межосевого расстояния

а = (d₁ + d₂)/2,(3.9)

а = (72 + 246)/2 = 159 (мм)

3.7.3Определение диаметров вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1 = d₁ + 2m,(3.10)

d_a2 = d₂ + 2m,(3.11)

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

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

3.7.4Определение диаметров впадин зубьев

d_f1 = d₁ — 2,5m,(3.12)

d_f2 = d₂— 2,5m,(3.13)

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

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

3.7.5Определение ширин колес

b₂ = ?_a? (3.14)

b₁ = b₂ + (3 … 5),(3.15)

где b₁ и b₂ — ширина шестерни и колеса соответственно.

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

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

Рисунок 3.1-Упрощенное изображение зубчатой пары быстроходной ступени редуктора

3.8 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

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

(3.16)

где?_Н - фактическое контактное напряжение, Н/мм²

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

Коэффициент k_НV уточняют по фактической окружной скорости:

(3.17)

V = = 3,64 м/с.

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

k_НV = 1.05…1,1 /3, с. 8/

Тогда

= 397,2 (Н/мм²)

?_Н ,

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

3.9 Проверочный расчет передачи на изгиб

Выполняется отдельно для шестерни и колеса

(3.18)

(3.19)

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

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

Y_? — коэффициент наклона зуба,

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

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

Y_? = 1, m = 2 мм /3, с. 10/.

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

Y_F1 = 3,70, Y_F2 = 3,62

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

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

k_FV = 1,35

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

k_F? = 1,05 (3.20)

Допускаемые напряжения изгиба рассчитываются по формулам

[?_F]₁ = ?_Flim1/ S_F,(3.21)

[?_F]₂ = ?_Flim2/ S_F,(3.22)

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

S_F — коэффициент безопасности.

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

?_Flim1 = 1,8НВ₁,(3.23)

?_Flim2 = 1,8НВ₂,(3.24)

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

Коэффициент безопасности принимается равным /3, с. 11/

S_F = 1,75

Тогда

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

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

(Н/мм²)

(Н/мм²)

?_F1 [?_F]_1,

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

?_F2 [?_F]₂,

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

3.10Определение усилий в зацеплении

Для зубчатых передач без смещения угол зацепления ? = 20⁰

— окружная сила

F_t = 2T_1Б/d_1Б,(3.25)

— радиальная сила

F_r = F_t х tg ?,(3.26)

— осевая сила

F_а = F_t х tg ?,(3.27)

F_t = = 1508,3 (Н),

F_r = = 549 (Н),

F_а = 0

3.11 Конструирование шестерни и зубчатого колеса быстроходной

ступени редуктора

3.11.1 Конструирование шестерни

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

Рисунок 3.2-Эскиз вала-шестерни быстроходной ступени редуктора

3.11.2 Конструирование зубчатого колеса

Диаметр ступицы колеса:

D_ст = 1,5d + 10, (3.28)

D_ст = 1,5?55 + 10 = 92,5 (мм)

Толщина тела ступицы:

?_ст = 0,25d + 5, (3.29)

?_ст = 0,25?55 + 5 = 18,75 (мм)

Толщина обода:

?_о = 2,5m + 2, (3.30)

?_о = 2,5?2 + 2 = 7 (мм)

Толщина диска:

?_д= (?_о + ?_ст)/2, (3.31)

?_д = (7 + 18,75)/2 = 12,9 (мм)

Штамповочный радиус:

R? (2 … 4)m, (3.32)

R? 2?2 = 4 (мм)

Длина ступицы колеса:

L_ст = b₂ = 35 мм (3.33)

Рисунок 3.3-Эскиз зубчатого колеса быстроходной ступени редуктора

4 Расчет цепной передачи

4.1 Определение типоразмера цепи

4.1.1 Устанавливаем тип цепи

В приводах общего назначения наиболее распространены приводные роликовые цепи по ГОСТ 13 568–75 нормальной серии ПР /1, т. 10.1, с. 279−280/

4.1.2Определение предварительного шага цепи

(4.1)

где Tкрутящий момент на валу ведущей звездочки, H;

T- (см. п. 1.6.3).

к_э — коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи,

Z₁ — число зубьев ведущей звездочки,

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

Z₁ = 29 — 2U_цепи? 9,(4.2)

Z₁ = 29 — 2×2 = 25

к_э = к₁к₂к₃к₄к₅к₆,(4.3)

гдек₁ — коэффициент, учитывающий характер изменения нагрузки,

к₂ — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния,

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

к₄ — коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи,

к₅ — коэффициент, учитывающий влияние способа смазки цепной передачи,

к₆ — коэффициент, учитывающий сменность работы.

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

Тогда:

к_э = 1? 1? 1? 1,25? 1,2? 1,25 = 1,88

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

[р] = 28,5 Н/мм²

Следовательно:

t = 2,8

4.1.3 По ГОСТ 13 568–75 /1, т. 10.1, с. 279−280/ выбираем цепь установленного ранее типа с ближайшим к расчетному большим шагом

t = 31,75 мм

Разрушающая нагрузка — F_В = 88,5кН,

масса 1 м.п. цепи — m = 3,8 кг,

диаметр ролика — d₁ = 19,05 мм.

Условное обозначение: Цепь ПР — 31,75 — 88,5 ГОСТ 13 568–75

4.2 Проверка выбранного типоразмера цепи по условию

износостойкости шарниров

р = 2,8³? [р], (4.4)

р = 2,8³ = 28,1 (Н/мм²)

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

Условие износостойкости выполняется.

4.3 Определение геометрических параметров передачи

4.3.1 Определение числа зубьев ведомой звездочки

Z₂ = Z₁? U_цепи,(4.5)

Z₂ = 25? 2 = 50

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

4.3.2 Определяем межосевое расстояние

а = (30…50)? t,(4.6)

а = 30? 31,75 = 952,5 (мм)

4.3.3Определяем число звеньев цепи

L_t = 2a_t + 0,5Z_c + ?²/a_t,(4.7)

гдеa_t = a/t = 952,5/31,75 = 30,(4.8)

Z_c = Z₁ + Z₂ = 25 + 50 = 75,(4.9)

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

Следовательно:

L_t = 2? 30 + 0,5? 75 + 3,98²/30? 98

4.3.4 Уточняем межосевое расстояние

(4.11)

(мм)

4.3.5Определяем расчетную длину цепи

L = L_t? t(4.12)

L = 98? 31,75= 3,11 (м)

4.4Проверка цепи по числу ударов

(4.13)

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

[W] = 508/t(4.14)

[W] = 508/31,75 = 16 (с^-1)

Тогда:

W = = 1,49 (с^-1)

1,49 < 16 — условие выполняется.

4.5Проверка цепи на прочность

(4.15)

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

F_в=88,5 кН

F_t — окружная сила, Н,

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

F_ц — нагрузка от центробежных сил, Н,

F_f — нагрузка от провисания цепи, Н,

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

Принимаем [S] = 7,8

F_t = P_1цепи/V,(4.16)

где V — скорость цепи

P_1цепи — мощность, Вт

V = Z₁ t n₁/60? 10³(4.17)

V = = 1,16 (м/с)

P_1цепи=Р_2Т = 5,1 кВт

F_t = 5,1? 10³/ 1,16 = 4397 (Н)

F_ц = m V² (4.18)

F_ц = 3,8? 1,16² = 5,1 (Н)

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

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

F_f = 9,81? 6? 3,8? 0,952 = 213 (Н)

Следовательно:

— условие выполняется.

Фрагмент выбранной цепи с основными размерами приведён на рисунке 4.1

Рисунок 4.1- Фрагмент цепи ПР — 31,75 — 88,5 ГОСТ 13 568–75

4.6 Определение сил, действующих на валы звездочек

F=F+2 °F, (4.20)

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

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

F= 4397+=4823 (H).

4.7 Конструирование звездочек

Делительные диаметры

d_д1 = (4.21)

d_д2 = (4.22)

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

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

Диаметры выступов ведущей и ведомой звездочек

D_e1 = t(0,5 + ctg 180⁰/Z₁)(4.23)

D_e2 = t(0,5 + ctg 180⁰/Z₂)(4.24)

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

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

Диаметры впадин ведущей и ведомой звездочек

D_i1 = d_д1 — 2r, (4.25)

D_i2 = d_д2 — 2r, (4.26)

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

d₁ — диаметр ролика, мм

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

Диаметры проточек ведущей и ведомой звездочек

D_c1 = t ctg180⁰/Z₁ — 1,2b, (4.28)

D_c2 = t ctg180⁰/Z₂ — 1,2b, (4.29)

где b — ширина пластины.

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

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

Ширина зуба

b_f = 0,93b_вн — 0,15,(4.30)

где b_вн — расстояние между внутренними плоскостями пластин цепи, мм

b_f = 0,93?19,05 — 0,15 = 17,6 (мм)

Ширина вершины зуба

b_е = 0,83 b_f ,(4.31)

b_е = 0,83? 17,6 = 14,5 (мм)

Толщина дисков ведущей и ведомой звездочек

с₁ = 1,8(D_e1 — d_д1),(4.32)

с₂ = 1,8(D_e2 — d_д2),(4.33)

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

Диаметры ступиц

d_ст1 = 1,5d_в1 +10, (4.34)

d_в1 — диаметр тихоходного вала, мм,

d_ст1 = 1,5?50 +10 = 85 (мм)

d_ст2 = 1,5d_в2 +10, (4.35)

d_в2 = (4.36)

где d_в2 — диаметр выходного вала привода, мм,

Т - крутящий момент на выходном валу привода, Н мм

Т= Т =1012,7 10 Н мм

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

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В, (4.37)

[?] = 0,03? 900 = 27 (Н/мм²)

d_в2 = > d_в2 = 60 мм

d_ст2 = 1,5?60+10 =100 (мм).

Длины ступиц

L_ст1 = (0,8 … 1,5)d_в1, (4.38)

L_ст1 = 1?50 = 50 (мм)

L_ст2 = (0,8 … 1,5)d_в2, (4.39)

L_ст2 = 1?60 = 60 (мм)

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

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

Рисунок 4.2 — Эскиз звездочки ведущей

Рисунок 4.3.-Эскиз звездочки ведомой

5 Расчет быстроходного вала редуктора

5.1Выбор материала вала

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

?_Т = 750 Н/мм². /4, с. 3/

5.2 Оценка диаметра вала из расчета только на кручение

d_p1 ?(5.1)

где d_p1 — диаметр вала, мм,

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

[?] = (0,025 … 0,03) ?_В,(5.2)

[?] = 0,025? 900 = 22,5 (Н/мм²)

Тогда

d_p1 ?22,9 (мм)

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

d_1Б = 1 ?38 = 38 (мм)

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

5.3 Конструирование быстроходного вала

Диаметр вала под уплотнение

d_упл = d_1Б + 2t,(5.3)

где t = 2,5 мм — высота заплечиков

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

Диаметр вала под подшипник

d_п = d_упл + 2t(5.4)

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

Диаметр вала под шестерней

d_ш = d_п + 2t (5.5)

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

Упрощённое изображение быстроходного вала редуктора приведено на рисунке 5.1.

Рисунок 5.1 — Быстроходный вал редуктора

Толщина тела шестерни:

(5.6)

мм

S?2.5m+2=2.5· 2+2=7

6?7 — значит вал-шестерня.

5.4 Расчет изгибающих и крутящих моментов на быстроходном

валу

Схема нагружения валов редуктора показана на рисунке 5.2.

Рисунок 5.2 — Схема нагружения валов редуктора

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

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

5.4.1 Проецируем на ось y:

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

B_y = 1508,3?58/(58+58) = 754 (Н)

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

А_y = 1508,3?58/(58 +58) = 754 (Н)

M_y = 0

M_y = B_yl₃ = 754?58 = 43,7 (Н),

5.4.2 Проецируем на ось x:

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

B_x = 549?58/(58 + 58) = 274,5 (Н)

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

А_x = 549?58/(58 + 58) = 274,5 (Н)

M_х = 0

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

5.4.3 Результирующие реакции в опорах

(5.11)

А = (Н)

(5.12)

В = (Н)

5.4.4 Результирующий изгибающий момент

(5.13)

М = (Н мм)

5.5 Определение коэффициента запаса прочности в опасном

сечении

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