Расчет привода к люлечному цепному элеватору

1. Кинематический и силовой расчет привода Исходные данные:

где — мощность на приводном валу элеватора, кВт;

где — число зубьев приводной звездочки;

где — шаг цепи, мм;

где — скорость тяговой цепи, м/c;

Цепь тяговая пластичная ГОСТ 588–81.

1.1 Определение мощности электродвигателя

(1.1)

где — мощность двигателя, кВт;

— мощность на приводном валу, кВт;

— общий КПД привода;

[1, с. 7, табл. 1.1] (1.2)

где — КПД муфты, ;

— КПД подшипников качения, ;

— КПД зубчатой передачи,;

— КПД конвейера, ;

;

;

Выбираем двигатель AИР132М8 ТУ 16−525.564−84 [1,с 459, табл 24.9]

принимаем: ;

где — номинальная частота вращения вала двигателя, .

1.2 Определение общего передаточного отношения

(1.3)

где — частота вращения привода, ;

(1.4)

где Vц — скорость тяговой цепи, м/c; VЦ = 0,35 м/с;

Dзв — диаметр приводной звездочки, мм;

[1, с. 6,](1.5)

где Pц — шаг цепи, мм; Pц = 125 мм;

Zзв — число зубьев приводной звездочки; Zзв = 12;

;

;

.

привод люлечный цепной элеватор

1.2.1 Определение передаточного отношения открытой зубчатой передачи.

(1.6)

где Uоп — передаточное отношение открытой зубчатой передачи;

 — передаточные отношения закрытых цилиндрических передач;

Uб = 4, Uт = 3, [1, с. 7, табл. 1.2]

.

1.3 Определение частот вращения валов привода

1.3.1 первого вала:

; ;

1.3.2 второго вала:

;; (1.7)

1.3.3 третьего вала:

; ;(1.8)

1.3.4 четвертого вала

;; (1.9)

1.3.5 пятого вала

; .

1.4 Определение мощностей на валах

1.4.1 на первом валу

; (1.10)

;

1.4.2 на втором валу:

; (1.11)

;

1.4.3 на третьем валу

; (1.12)

;

1.4.4 на четвёртом валу

; (1.13)

;

1.4.5 на пятом валу:

; (1.14)

.

1.5 Определение вращающих моментов на валах.

; (1.15)

1.5.1 на первом валу:

; ;

1.5.2 на втором валу:

; ;

1.5.3 на третьем валу:

; ;

1.5.4 на четвёртом валу:

;

1.5.5 на пятом валу:

;

1.6 Определение диаметров валов.

;(1.16)

где: -вращающий момент на i-том валу, ;

— допустимое напряжение на i-том валу, мПа.

1.6.1 первого вала:

;

Гдевеличина справочная [1,с456],

;

1.6.2 второго вала:

;

1.6.3 третьего вала:

; ;

1.6.4 четвёртого вала:

; ;

1.6.5 пятого вала:

; ;

принимаем диаметры валов ГОСТ 6636–69 [1, с452, табл. 24.1]:

;

;

;

;

.

AИР132М8 ТУ 16−525.564−84

;

Исполнение IM1081

Рис. 1.2

Размеры:

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода

2. Расчёт клиноремённой передачи Исходные данные:

2.1 Определяем сечение клинового ремня Размеры сечения по ГОСТ 1284.1−89 сведены в таблицу [2,с. 288, табл. 12.2]

Табл. 2.1

где lР — расчётная длина по нейтральному слою, мм, А — площадь сечения, м2

q — масса 1 м длины, кг/м

2.2 Определяем диаметр малого шкива d1

По графику [2,c. 290, рис. 12.26], учитывая условия задания по габаритам и рекомендации по количеству ремней (вследствие неизбежных погрешности ремней и канавок шкивов, приводящих к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжение, износ и потеря мощности) принимаем диаметр малого шкива мм и находим номинальную мощность передаваемую одним ремнём кВт.

2.3 Определяем диаметр ведомого шкива d2.

мм, (2.1)

округляем до стандартного диаметра из ряда [2,c. 289] и принимаем мм.

2.4 Уточняем передаточное число ременной передачи.

(2.2)

где — коэффициент скольжения; ;

.

2.5 Определяем ориентировочное межосевое расстояние.

; (2.3)

;

примем a = 500 мм.

2.6 Определяем предварительно длину ремня.

; (2.4)

;

По стандартному ряду длин выбираем L = 2240 мм [2,с. 288].

2.7 Уточняем межосевое расстояние.

; (2.5)

2.8 Определяем угол захвата малого шкива.

(2.6)

2.9 Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнём.

(2.7)

где: — номинальная мощность, передаваемая одним ремнём; ;

— коэффициент угла обхвата; = 0,92 по таблице [2, с. 289];

— коэффициент длины ремня; = 1 по графику [2, с. 291, рис. 12.27];

— коэффициент передаточного отношения; = 1,14 [2, с. 291, рис. 12.28];

— коэффициент режима нагрузки; = 1,2 [2, с. 289];

.

2.10 Определяем число ремней.

(2.8)

где — коэффициент числа ремней, = 0,95 по таблице [2, с. 290]

Получаем 3 ремня

2.11 Определяем силу предварительного натяжения одного ремня.

(2.9)

где v — скорость движения ремня, м/с

— центробежная сила, Н

; (2.10)

м/с ;

(2.11)

где — плотность ремня, с = 1250 Н/м3;

A — площадь сечения, A = 138 м²;

;

.

2.12 Определим силу, действующую на вал.

; (2.12)

где — угол между ветвями ремня;

; (2.13)

;

В статическом состоянии передачи; (2.14)

;

При n = 712 мин-1; (2.15)

.

2.13 Определим ресурс наработки

; (2.16)

где — срок эксплуатации при среднем режиме нагрузок, по ГОСТ 1284.2−89; [2,с291];

— коэффициент режима нагрузки, для умеренных колебаний [2,с289];

— коэффициент климатических условий, для центральных зон [2,с291];

2.14 Определим число пробегов в секунду

; (2.17)

Рис. 2.3 М1:1. Шкив ведущий

табл. 2.2

Рис. 2.4 М 1:2,5. Шкив ведомый.

Табл. 2.3

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи редуктора (тихоходная ступень) Рис. 3.1. Кинематическая схема редуктора Исходные данные:

3.1 Выбор материала шестерни колеса Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т. е.

(3.1)

где H1 — твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 — твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40Х ГОСТ 4543–71

шестерня:колесо:

где — пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

— пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 — твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 830…850 ?C; отпуск при t = 540…580 ?C.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

(3.2)

где — допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

— пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

— коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(3.4)

где — допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

— пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

— коэффициенты безопасности;

— коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

— коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.5)

;

;

;

;

Определяем допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке.

;

;

;

.

3.4 Определяем допускаемые напряжения изгиба при кратковременной перегрузке.

(3.6)

где — предельные допускаемые напряжения изгиб, МПа;

— коэффициенты запаса прочности;

;

— предельная (максимальная) величина коэффициента долговечности;

;

— коэффициент учета частоты приложения нагрузки при Tmax;

=1,3;

;

.

3.5 Определяем геометрические параметры цилиндрической прямозубой передачи

3.5.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

(3.7)

где — межосевое расстояние, мм;

— передаточное число тихоходной ступени;

— момент вращения на выходном валу редуктора, Н· м;

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

— коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(3.8)

— допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

— приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

0,85 — опытный коэффициент;

Определим [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная, определим, [2,с. 136, рис. 8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

3.6 Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

(3.9)

где — ширина венца колеса, мм;

(3.10)

где — ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636–69:

;

.

3.7 Определяем величину модуля передачи

(3.11)

где — нормальный модуль зацепления, мм;

— ширина венца колеса, мм;

— коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563–60, [2, с. 122, табл. 8.1]:

.

3.8 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

3.8.1 Определяем суммарное число зубьев

(3.12)

— суммарное число зубьев;

;

где — числа зубьев шестерни и колеса;

;

;

3.9 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

(3.13)

где d1 и d2 — диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 — диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 — диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

Рис. 3.2

3.10 Уточняем межосевое расстояние

;

3.11 Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

(3.14)

где — коэффициент расчетной нагрузки;

— вращающий момент на третьем (промежуточном) валу редуктора, Н· м;

— угол зацепления; ;

— ширина венца шестерни, мм;

— допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

(3.15)

где — коэффициент концентрации нагрузки; ;

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости — V, м/с;

(3.16)

где — диаметр делительной окружности шестерни тихоходной ступени, мм;

— частота вращения 3-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Конструктивно, можно принять:, ;

.

3.12 Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба.

(3.17)

где — расчетное напряжение изгиба, МПа;

— окружное усилие, Н;

— коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса, принимая передачу без смещения ,

где X — коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т. е.

;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 3,74, YFS2 = 3,75;

;

;

следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

(3.18)

где — коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

— выбирается по графику в зависимости от ;

— выбирается по табл. 8.3 для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

3.12.1 Определяем окружное усилие

(3.19)

;

.

3.13 Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

;

где Fr1,2 — радиальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

где Fn1,2 — нормальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

4. Расчет косозубой цилиндрической передачи редуктора (быстроходная ступень) Исходные данные:

4.1 Выбор материала шестерни колеса.

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т. е.

(4.1)

где H1 — твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 — твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40ХН ГОСТ 4543–71

шестерня:колесо:

где — пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

— пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 — твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ?C в масле; отпуск при t = 560…600 ?C.

4.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

(4.2)

где — допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

— пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

— коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

4.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(4.4)

где — допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

— пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

— коэффициенты безопасности;

— коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

— коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(4.5)

;

;

;

;

.

4.4 Определяем геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи

4.4.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

(4.7)

где — межосевое расстояние, мм;

— передаточное число быстроходной ступени;

— момент вращения на третьем валу привода, Н· м;

— коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

— коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(4.8)

— допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

— приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

0,75 — опытный коэффициент;

Определим [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная, определим, [2,с. 136, рис. 8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

4.5 Определяем ширину венцов шестерни и колеса

(4.9)

где — ширина венца колеса, мм;

(4.10)

где — ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636–69:

;

4.6 Определяем величину нормального модуля передачи.

(4.11)

где — нормальный модуль зацепления, мм;

— ширина венца колеса, мм;

— коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563–60, [2, с. 122, табл. 8.1]:

.

4.7 Определяем угол наклона зубьев.

(4.12)

где — угол наклона зубьев, град;

— коэффициент осевого перекрытия [2, с. 153];

;

Для косозубых передач ;

;

.

4.8 Определяем торцовый модуль

(4.13)

где — торцовый модуль, мм;

.

4.9 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

4.9.1 Определяем суммарное число зубьев

(4.14)

— суммарное число зубьев;

;

где — числа зубьев шестерни и колеса;

;

.

4.10 Уточняем угол наклона зубьев.

;

;

.

4.11 Уточняем торцовый модуль.

4.12 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса.

(4.15)

где d1 и d2 — диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 — диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 — диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

4.13 Уточняем межосевое расстояние

;

.

4.14 Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

(4.16)

где — коэффициент расчетной нагрузки;

— коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям [2, с. 156];

где — коэффициент торцового перекрытия;

для косозубого колеса [1, с. 154]

— вращающий момент на втором (входном) валу редуктора, Н· м;

— угол зацепления; ;

— ширина венца шестерни, мм;

— допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

(4.17)

где — коэффициент концентрации нагрузки; ;

— коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости — V, м/с;

(4.18)

где — диаметр делительной окружности шестерни быстроходной ступени, мм;

— частота вращения 2-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Но так как не более чем на 5% (), оставляем это значение.

4.15 Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба

(4.19)

где — расчетное напряжение изгиба, МПа;

— коэффициент повышения прочности косозубых передач;

где — коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии и неравномерного распределения нагрузки;

[2, с. 157];

;

— окружное усилие, Н;

— коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

Для косозубых колес выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимая передачу без смещения ,

где X — коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

;; (4.20)

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т. е.

;

Выбираем YFS по эквивалентному числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 3,77, YFS2 = 3,75;

;

;

следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

(4.21)

где — коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

— выбирается по графику в зависимости от ;

— выбирается по табл. 8.3 для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

4.15.1 Определяем окружное усилие

(4.22)

;

.

4.16 Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

(4.23)

где Fr1,2 — радиальные силы в зацеплении быстроходной ступени;

(4.24)

где Fa1,2 — осевая сила шестерни и колеса, Н;

(4.25)

где Fn1,2 — нормальные силы в зацеплении быстроходной ступени.

;;.

Рис. 4.1. Силы в зацеплении косозубой передачи

5. Эскизная компоновка редуктора Исходные данные:;

5.1 Расчет элементов корпуса редуктора.

5.1.1 Определяем толщину стенки корпуса и крышки редуктора.

(5.1)

где — толщина стенки корпуса редуктора, мм;

— межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

(5.2)

где — толщина стенки крышки редуктора, мм;

мм;

мм;

Принимаем по ГОСТ 6636–69.

5.1.2 Определяем толщину верхнего пояса (фланца) корпуса.

(5.3)

где — толщина верхнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.3 Определяем толщину нижнего пояса (фланца) корпуса.

(5.4)

где — толщина нижнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.4 Определяем толщину лапки.

(5.5)

где — толщина лапки, мм;

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 .

5.1.5 Определяем толщину ребер основания корпуса.

(5.6)

где — толщина ребер основания корпуса, мм;

.

5.1.6 Определяем толщину ребер крышки.

(5.7)

где — толщина ребер крышки, мм;

.

5.1.7 Определяем диаметры фундаментных болтов.

(5.8)

где — диаметр фундаментальных болтов, мм;

;

Принимаем Болт М20−6g x ГОСТ 7796–70.

5.1.8 Определяем диаметры болтов у подшипников.

(5.9)

где — диаметр болтов у подшипников, мм;

;

Принимаем Болт М12−6g x 90 ГОСТ 7796–70.

5.1.9 Определяем диаметры болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой.

(5.10)

где — диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм;

;

Принимаем Болт М10−6g x 45 ГОСТ 7796–70 Табл. 5.1

Табл. 5.2

5.1.10 Определяем размеры гнезда под подшипник

5.1.10.1 Винты крепления крышки подшипника d4.

Принимаем d4 = М10.

5.1.10.2 Определяем длину гнезда.

(5.11)

где — длина гнезда, мм;

;(5.12)

;

.

5.1.11 Определяем размеры штифта.

Диаметр штифта.

Выбираем по таблице [3, с. 243, табл. 10.5] dш = d3 = 10 мм Длина штифта.

(5.13)

где — длина штифта, мм;

.

Принимаем Штифт 2.10×35 ГОСТ 3128–70.

5.1.12 Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса.

(5.14)

где — наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру, мм;

.

Рис. 5.1 М1:1. Лапа

Табл.5.3

Рис. 5.2 М1:1. Бобышка Табл. 5.4

Рис. 5.3 М1:1. Фланец Табл. 5.5

Рис. 5.4 М1:1. Сливная пробка Табл. 5.6

6. Конструирование валов редуктора и зубчатых колес

6.1 Конструирование промежуточного вала Исходные данные:

;

На промежуточном валу устанавливаются колесо быстроходной ступени и шестерня тихоходной ступени. Расстояние между торцами колес принимаем .

6.1.1 Определяем диаметр буртика колеса и шестерни.

(6.1)[1, с. 46]

где — величина заплечика, мм;[1, с. 46]

;

.

6.1.2 Определяем диаметр вала под подшипник

;(6.2)

;

Диаметр вала под подшипник должен быть кратен 5.

.

6.1.3 Определяем диаметр буртика подшипника

;(6.3)

;

;

Подшипники устанавливаются в гнезде корпуса на глубину .

6.1.4 Выбор подшипников

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338– — 75.

рис. 6.4 М1:1. Шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338– — 75

Табл. 6.1

6.2 Конструирование входного вала редуктора Исходные данные:

6.2.1 Определяем диаметр вала под уплотнение.

За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752–79 [1, c.473]

; t = 3,5 мм;(6.4)

;

Принимаем: Манжета 1.1 — 45×65 — 2 ГОСТ 8752– — 79.

6.2.2 Определяем диаметр вала под подшипник.

(6.5)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338– — 75.

6.2.3 Определяем диаметр буртика подшипника.

; t = 3,5 мм;(6.6)

.

6.3 Конструирование выходного вала редуктора Исходные данные:

6.3.1 Определяем диаметр вала под уплотнение За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752–79 [1, c.473]

; t = 3,5 мм;(6.6)

;

Принимаем: Манжета 1.1 — 60×80 — 2 ГОСТ 8752– — 79.

6.3.2 Определяем диаметр вала под подшипник

(6.7)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 312 ГОСТ 8338– — 75:

Рис. 6.5 М1:1

Табл. 6.2

6.3.3 Определяем диаметр вала под колесо тихоходной ступени.

; (6.8)

.

6.3.4 Определяем диаметр буртика колеса

; t = 3,5 мм;(6.9)

.

6.3.5 Определяем диаметр буртика подшипника.

;(6.10)

.

6.4 Конструирование зубчатых колес

6.4.1 Определение конструктивных элементов зубчатых колес Промежуточный вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.11)

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 .

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.12)

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 и .

Толщина обода колеса:

где[1, с. 66](6.13)

— ширина венца колеса, мм;

— модуль зацепления, мм;

;

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 и .

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.14)

;

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 и.

Выходной вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.15)

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69.

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.16)

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69.

Толщина обода колеса:

где[1, с. 66](6.17)

— ширина венца колеса, мм;

— модуль зацепления, мм;

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69.

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.18)

;

Принимаем по ГОСТ 6636–69 .

Рис. 6.6 М1:1. Зубчатое колесо

Табл. 6.1

Табл. 6.2

Табл. 6.3

6.5 Шпонки призматические Промежуточный вал:

Шпонка 14x9x45 ГОСТ 232 360–78;

Шпонка 14x9x56 ГОСТ 232 360–78.

Выходной вал:

Шпонка 18×11×50 ГОСТ 232 360–78;

Шпонка 16×10×63 ГОСТ 232 360–78.

Входной вал:

Шпонка 10x8x50 ГОСТ 232 360–78.

рис. 6.7. Шпоночное соединение Табл. 6.4

Табл. 6.5

Табл. 6.6

Табл. 6.7

Табл. 6.7

Табл. 6.8

6.6 Конструирование крышек подшипников

6.6.1 Конструирование крышек подшипников входного вала Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=8 мм — толщина стенки крышки;

d =10 мм — диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 — число винтов крепления крышки корпусу;

; (6.19) [1,c.167]

где 1- толщина ножки крышки, мм;

; (6.21) [1,c.167]

где dдиаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D — диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

; (6.22) [1,c.167]

где d — диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10 мм;

(6.23) [1,c.167]

где — длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора, мм;

;

В — ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

;

6.6.2 Конструирование крышек подшипников промежуточного вала Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=7 мм — толщина стенки крышки;

d =10 мм — диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 — число винтов крепления крышки корпусу;

; (6.24) [1,c.167]

где — толщина стенки крышки, мм;

;

; (6.25) [1,c.167]

где — толщина стенки крышки, мм;

;

; (6.26) [1,c.167]

где dдиаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D — диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

;

; (6.27) [1,c.167]

где d — диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10 мм;

(6.28) [1,c.167]

где — длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора, мм;

;

В — ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

;

6.6.3 Конструирование крышек подшипников выходного вала Исходные данные:

D=130 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника:[1,с.167]

=7 мм — толщина стенки крышки;

d =10 мм — диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 — число винтов крепления крышки корпусу;

(6.29) [1,c.167]

где — толщина стенки крышки, мм;

(6.30) [1,c.167]

где — толщина стенки крышки, мм;

(6.31) [1,c.167]

где dдиаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D — диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

(6.32) [1,c.167]

где dдиаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

(6.33) [1,c.167]

где — длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора, мм;

В — ширина подшипника, мм:

В=30 мм.

;

Крышка подшипника сквозная с манжетой Рис. 6.8 М1:1

Манжета 1.1. — 45×60 — 2 ГОСТ 8752– — 79.

Табл. 6.9

Манжета 1.1. — 60×80 — 2 ГОСТ 8752– — 79.

Табл. 6.10

Крышка подшипника глухая Рис. 6.9 М1:1

Табл. 6.11

Табл. 6.12

7. Расчет шпонки выходного вала рис. 7.1 М1:1

Исходные данные:

b=18мм

h=11мм

l=50мм

lр=32мм

T4=809 Н*м

d=60мм Шпонка 18×11×50 ГОСТ 23 360–78

материал — Сталь 45 ГОСТ 1050– — 88.

Расчет шпонки на смятие

(7.1)

где: Т — крутящий момент на валу, Н*м

— допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, МПа

— высота шпонки, мм

lррасчётная длина шпонки, мм

d — диаметр вала, мм

Расчет шпонки на срез

(7.2)

где: Т — крутящий момент на валу, Нм

— допускаемое напряжение на срез материала шпонки, МПа

— ширина шпонки, мм

lррасчётная длина шпонки, мм

d — диаметр вала, мм

8. Расчет входного вала на статическую прочность Дано: Fм=1057,89 H;

Ft=2547,12 H;

Fr=940,51 H;

Fa=435,22 H;

Ma=8,27 H*м;

T=71,625 H*м;

a=0,1305 м;

в=0.0535 м;

c=0.0745м.

Материал вала — сталь 40Х ув = 850МПа, уф=550 МПа

8.1 Расчёт реакций опор Рассчитаем реакции в опорах, А и В (в плоскости X) :

Рассчитаем реакции в опорах, А и В (в плоскости Y):

8.2 Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

где — суммарный изгибающий момент, Н*м;(8.1)

;

;

;

;

;

;

;

;

Рассчитаем эквивалентные моменты

где Мэкв. — эквивалентный момент, Н*м; (8.2)

= 0,75, т.к. передача нереверсивная;

ТК — крутящий момент, Н*м;

8.3 Проверка статической прочности вала быстроходного вала.

(8.3)

где — эквивалентное напряжение, МПа

— напряжение изгиба при перегрузках, МПа

— напряжение кручения при перегрузках, МПа

— предельное допускаемое напряжение, МПа

; (8.4)

; (8.5)

; (8.6)

где d — диаметр вала в опасном сечении;

— предел текучести материала, сталь 40Х;

;

При перегрузках напряжения удваиваются

8.4 Расчет вала на сопротивление усталости быстроходного вала Самое опасное сечение II-II, внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений — посадка с натягом.

Рассчитаем запас сопротивления усталости в опасном сечении II-II

(8.7)

где S — общий запас сопротивления усталости;

— запас сопротивления усталости по изгибу ;

— запас сопротивления усталости по кручению ;

— допускаемый запас сопротивления усталости;

;

(8.8)

где — пределы выносливости, МПа ;

;(8.9)

; (8.10)

;

— коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

;(8.11)

; (8.12)

;

;

у _m — среднее напряжение цикла нормальных напряжений у _m =

— амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

(8.13)

;

-коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении;

— эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении;

— коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор);

— фактор шероховатости, =0,935 [1,стр.189, табл. 10.8];

— коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения; ;

По таблице 10.13 [1,стр.190] находим:

;

;

;

;

;

Т.к. S > 2.5.3, то специальный расчет на жесткость не производится.

9. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность быстроходного вала Исходные данные:

Предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338– — 75;

где — динамическая грузоподъемность подшипника;

где — статическая грузоподъемность подшипника;

;

;

;

;

;

где — коэффициент радиальной нагрузки, [4, стр. 141];

где — коэффициент вращения, [4, стр. 142];

где — коэффициент безопасности, [4, стр. 145, табл. 9.4];

где — температурный коэффициент, [4, стр. 147, табл. 9.4];

где — коэффициент надежности;

где — коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы ;

где — требуемая долговечность подшипника;

Подшипники установлены по схеме в распор.

Схема нагружения подшипников:

Рис. 9.1

;

;

Определяем отношение ,

где ;

;

Определяем отношение :

;

По таблице 9.2 [4, с. 143] находим e и Y,

где e — коэффициент влияния осевого нагружения;

Y — коэффициент осевой нагрузки;

e = 0,19;

Y = 2,30;

Т.к., то

(9.1)

где — эквивалентная динамическая нагрузка наиболее нагруженного подшипника;

;

Определяем динамическую грузоподъемность:

(9.2)

где — динамическая грузоподъемность;

;

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника:

(9.3)

.

10. Смазывание узлов привода

10.1 Определение количества масла, заливаемого в редуктор Залив масла в редуктор производится через смотровой люк.

Рекомендуется на 1кВт мощности двигателя заливать 0,35−0,8 литров масла:

(10.1)

(10.2) (10.3) где — площадь днища редуктора, ;

(10.4)

где, а — ширина днища, дм;

а=1,53 дм;

bдлина днища, мм;

b=6,55 дм;

Колеса быстроходной ступени редуктора смазываются с помощью смазочной шестерни из текстолита.

10.2 Смазывание подшипников качения Смазывание подшипников всех валов затруднено, т. к они расположены на значительной высоте от поверхности масла и смазывание разбрызгиванием невозможно. Используется пластичный смазочный материал ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267– — 74. Смазочный материал должен занимать ½ — 1/3 свободного объема полости корпуса. Периодичность смазки 1 раз в 5 месяцев.

В этом случае подшипники закрыты с внутренней стороны уплотнительными шайбами.

10.3 Выбор масла Для смазываний зубчатых передач с контактными напряжениями уНср.,

средней окружной скоростью, рабочей температурой 500 используем масло марки И-40А, с кинематической вязкостью 35 мм2/с.

Слив масла производится через сливное отверстие с пробкой.

10.4 Смазывание открытой цилиндрической передачи.

На поверхность открытой зубчатой передачи наносим смазку ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21 120–87. Периодичность смазки: 1 раз в неделю.

11. Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи Исходные данные:

11.1 Выбор материала шестерни колеса Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т. е.

(11.1)

где H1 — твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 — твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 45 ГОСТ 1050–88

шестерня: колесо:

где — пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

— пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 — твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ?C; отпуск при t = 560…600 ?C.

11.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

(11.4)

где — допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

— пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

— коэффициенты безопасности;

— коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

— коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы и [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(11.5)

;

;

;

;

.

11.3 Определяем числа зубьев шестерни и колеса Числом зубьев шестерни задаемся:

(11.12)

;

;

11.4 Определяем коэффициент формы зуба

— коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса, принимая передачу без смещения ,

где X — коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 4,12, YFS2 = 3,73.

11.5 Определяем отношения .

;

;

следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

11.6 Определяем нормальный модуль зацепления из расчета на изгиб

[2, с. 133] (11.12)

где m — нормальный модуль, мм;

T5 — момент вращения на 5-м валу;

YFS2 — коэффициент формы зуба;

YFS2 = 3,73; [2, с. 147]

Z2 — число зубьев колеса;

Z2 = 86;

Шm — коэффициент изменения ширины колеса по модулю; [2, с. 147]

Шm = 30;

— коэффициент распределения нагрузки при изгибе;

(11.13)

где nст — степень точности; [2, с. 144]

nст = 9;

;

— коэффициент концентрации нагрузки по напряжениям изгиба;

[2, с. 136]

=1,25;

;

По ГОСТ 9563–60: m = 5 мм.

11.7 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

(11.13)

где d1 и d2 — диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 — диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 — диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

11.8 Определяем межосевое расстояние

;

.

11.9 Уточняем передаточное число открытой передачи.

;(11.16)

11.10 Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

(11.9)

где — ширина венца шестерни, мм;

— коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

[2, с. 143]

;

(11.10)

где — ширина венца колеса, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636–69:

;

.

11.11 Определяем конструктивные элементы колес.

(11.20)

где — диаметр ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

(11.21)

где — длина ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

(11.22)

где — ширина торцов зубчатого венца, мм;

;

(11.23)

где — толщина диска, мм;

;

Эскизы колес Рис. 11.1 М1:1

Табл. 11.1

Рис. 11.2 М1:2

Табл. 11.2

11.12 Определяем силы, действующие в зацеплении

где Ft1, Ft2 — окружные силы в зацеплении;

;

;

где Fr1,2 — радиальные силы в зацеплении.

где Fn1,2 — нормальные силы в зацеплении.

Т.к. долговечность данного подшипник меньше требуемой долговечности, следовательно, выбираем подшипник однорядный радиальный с короткими цилиндрическими роликами: подшипник 2712 ГОСТ 8328–75 Исполнение 2000.

Рис. 8.2 М 1:1

Табл. 8.1