Расчет и проектирование привода к скребковому конвейеру

Курсовой проект
Содержание скрыть

Министерство сельского хозяйства и продовольствия Республики Беларусь, Учреждение образования

«ГРОДНЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АГРАРНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ»

Кафедра технической механики и материаловедения

Курсовой проект

по дисциплине «Прикладная механика»

Тема: Расчет и проектирование привода к скребковому конвейеру

Гродно 2015

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

1.1 Исходные данные к курсовому проекту

Вариант исходных данных — 1:

Тяговая сила ленты F=3,7 кН.

Скорость подъема =0,4 м/с.

Шаг тяговой цепи p=100 мм.

Число зубьев звездочки z = 8.

Срок службы привода — 5 лет.

Режим работы односменный.

Валы установлены на подшипниках качения.

Рисунок 1 — Схема №89: 1 — двигатель; 2 — поликлиноременная передача; 3 — цилиндрический редуктор; 4- тяговая цепь; 5 — ведущая звездочка конвейера; 6 — муфта

1.2 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики машины и её привода.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а её частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины [1, с. 41]

(1.1)

где F — сила (тяговая сила цепи), F=3,7 кН;

  • скорость подъема, =0,4 м/с.

= 3,70,4 = 1,48 (кВт)

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода [1, с. 41]

где — коэффициент полезного действия открытой передачи, принимаем = 0,96 [1, табл. 2.2, с.41];

  • коэффициент полезного действия закрытой передачи, принимаем =0,96 [1, табл. 2.2, с.41];
  • коэффициент полезного действия муфты, принимаем = 0,98 [1, табл.

2.2, с.41];

  • коэффициент полезного действия пары подшипников качения, принимаем = 0,99 [1, табл. 2.2, с.41].

(1.2)

Определяем требуемую мощность двигателя [1, с. 42]

(кВт).

(1.3)

Определим номинальную мощность двигателя .

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности [1, с.42]

(1.4)

3 стр., 1105 слов

Потери электрической энергии в трансформаторе и коэффициент полезного ...

... поэтому потери в обмотках называют переменными потерями. Коэффициентом полезного действия трансформатора, как и других электрических машин, называют коэффициент, равный отношению активной выходной мощности, поставляемой трансформатором нагрузки, к активной мощности, потребляемой трансформатором из сети или . Коэффициент полезного действия мощных трансформаторов очень ...

Выбираем двигатель — асинхронный короткозамкнутый трехфазный серии 4А общепромышленного применения с номинальной мощностью = 2,2 (кВт) [1, табл. К9, с. 406].

Проверяем условие (1.4)

2,2 кВт > 1,689 кВт,

условие выполняется.

Для расчета рассмотрим двигатели с различными синхронными частотами вращения: 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Синхронную и номинальную частоты вращения для выбранных электродвигателей сведем в таблицу 1.1.

Таблица 1.1 — Синхронная и номинальная частота вращения двигателей

Двигатель

Синхронная частота, об/мин

Номинальная частота, об/мин

4АМ80B2УЗ

3000

2850

4АМ90L4УЗ

1500

1425

4АМ100L6УЗ

1000

950

4АМ112MA8УЗ

750

700

1.3 Определение передаточных чисел привода и его ступеней

Передаточное число привода u определяется отношением номинально частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой и открытой передач:

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины [1, с. 43]. Для цепного конвейера

Из формулы (1.6) имеем

(об/мин),

где — скорость подъема, =0,4 м/с;

  • z — число зубьев звездочки, z=8;
  • p- шаг тяговой цепи, p=100мм.

Определяем передаточное число привода для всех рассматриваемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности

За номинальную частоту вращения двигателя принимаем соответствующие значения из таблице 1.1.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производится разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа двигателя так, чтобы

где u, , — соответственно передаточные числа привода, редуктора (закрытой передачи) и открытой передачи.

Выбираем промежутки передаточных чисел для передачи привода [1, табл. 2.3, с.45]:

  • клиноременная 2…4;
  • закрытая зубчатая цилиндрическая 2…7,1.

При этом передаточное число привода будет составлять

Найденному диапазону для передаточного числа привода соответствует 1 из 4 выбранных электродвигателей с частотой вращения 750 об/мин.

Воспользуемся одним из способов разбивки передаточного числа u — принимаем и оставляем постоянным передаточное число редуктора (закрытой передачи) = 7,1, изменяя передаточное число открытой передачи

Оптимальным является: передаточное число открытой передачи uо.п.=3,28 и передаточное число закрытой передачи uз.п. =7,1.

Исходя из полученных данных, выбираем электродвигатель 4АМ112MA8УЗ с синхронной чистотой вращения n=750 об/мин, номинальной частотой вращения nном=700 об/мин и номинальная мощностью Рном = 2,2 кВт [1, таб.К9, с. 406].

1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах при частоте вращения nном при установившемся режиме работы.

Исходя из последовательности соединения элементов привода по следующей кинематической схеме двигатель > открытая передача> закрытая передача > муфта > рабочая машина (см. рисунок 1.1), получаем следующие формулы ( индекс 1 соответствует параметру, относящемуся к быстроходному валу, а индекс 2- к тихоходному валу редуктора).

Определение мощностей [1,с. 46]

Рдв = 1,689 кВт;

  • (кВт);
  • (кВт);
  • (кВт).

Определение частот [1, с.46]

nном =700 об/мин;

  • (об/мин);
  • (об/мин);
  • nрм =n2 =30,1 об/мин.

Определение угловых скоростей [1, с.46]

(с-1);

  • (с-1);
  • (с-1).

Определение вращающих моментов [1, с.46]

(Нм);

  • (Нм);
  • (Нм);
  • (Нм);
  • Силовые и кинематические параметры привода сведены в таблицу 1.2.

Таблица 1.2 — Силовые кинематические параметры привода

Двигатель 4АМ132М8У3: nном=700 об/мин; Рном=2,2 кВт

Параметр

Передача

Параметр

Вал

Закрытая

открытая

двигателя

редуктора

Привода рабочей машины

быстроходный

тихоходный

Передаточное число u

7,1

3,28

Расчетная мощность

Р, кВт

1,689

1,605

1,526

1,480

Угловая скорость щ, с-1

73,27

22,34

3,28

3,28

КПД

0,96

0,96

Частота вращения n, мин-1

700

213,4

30,1

30,1

Вращающий момент Т, Нм

23,05

71,85

484,83

470,38

2. Расчёт открытой передачи

2.1 Проектный расчет

Для передачи выбираем приводной поликлиновый ремень.

Сечение ремня выбираем в зависимости от мощности = 1,689 кВт, передаваемой мощности ведущим шкивом, и его частоты вращения = 700 об/мин по номограмме[1, с. 86-87] — сечение K.

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкивав зависимости от выбранного ремня. Принимаем = 40 мм [1, см. табл. 5,4, с. 87].

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива . В целях повышения срока службы ремня выбираем ведущий шкив с диаметром несколько больше [1, см. табл. К40]. Принимаем d1= 63 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d2

d2=d1u(1-е) = 63•3,28(1 — 0,01) = 204,6 (мм), (2.1)

где u — передаточное число клиноременной передачи, u = = 3,28;

  • е — коэффициент скольжения, е = 0,01…0,02 [1, см. 5.1, п. 2];
  • принимаем е = 0,01.

Полученное значение d2 округляем до ближайшего стандартного, принимаем d2=200 мм [1, см. табл. К40].

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение от заданного u [1, см. 5.2, п. 5]

(2.2)

(2.3)

Условие ?u ? 3% выполняется.

Определяем рекомендуемое межцентровое расстояние а [1, см. 5.2, п. 6]

а ?0,55(d1+d2)+H=0,55(63+200) + 4=148,65, (2.4)

где H- высота сечения клинового ремня, H = 4 мм [1, см. табл.К31].

Принимаем а = 150 мм.

Определить расчётную длину L [1, см. 5.2, п. 7]

= (2.5)

Округляем значение L до стандартного, принимаем 800 мм =0,8 м [1, см. табл К31].

Уточняем значение межосевого расстояния а по стандартной длине ремня [5, c. 88]

  • (2.6)

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения б на 0,01 для того, чтобы облегчить надевание ремня на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения б на 0,025.

Таким образом, минимальное и максимальное значения межосевого расстояния а при монтаже передачи равны

аmin= a — 0,01L = 158 — 0,01

  • 800 =150 (мм); (2.7)

amax= a + 0,025L = 158 + 0,025

  • 800 = 178 (мм).

    (2.8)

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива [1, см. 5.2, п. 9]

(2.9)

Условие ? 120° выполняется.

Определим скорость ремня х [1, см. 5.2, п. 10]

(2.10)

где — диаметр ведущего шкива, = 63 мм;

  • частота вращения ведущего шкива, = 700 об/мин;
  • [х] — допускаемая скорость, для поликлиновых ремней [х] = 40 м/с [1, см.

5.2, п.10].

Условие

х ? [х]

выполняется так как х = 2,31 м/с <[х] = 40 м/с.

Определить частоту пробегов ремня U[1, см. 5.2, п.11]

U = ? [U], (2.11)

где — длина ремня, L = 0,71 м.

[U] = 30 — допускаемая частота пробегов[1, см. 5.2, п.11].

Условие

U ? [U]

выполняется, так как U = 2,89

U ? [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000…5000 ч.

Определяем допускаемую мощность [], передаваемую одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями[1, см. 5.2, п.11]

(2.12)

где -допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним поликлиновым ремнем с десятью клиньями выбирается интерполированием в зависимости от сечения ремня, его скорости v и диаметра ведущего шкива d1; для поликлинового ремня сечения K при диаметре ведущего шкива d1 = 63 мм и

v= 2,31 м/с рассчитываем с учетом табличных значений [1, табл. 5.5,с. 89],

  • коэффициент динамичности нагрузки и длительности работы, учитывая характер нагрузки конвейера и односменный режим работы принимаем [1, табл. 5.2, с. 82],

=0,9;

  • коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве, при угле обхвата = 130,6° значение коэффициента определяем интерполированием с учетом табличных значений [1, табл. 5.2, с. 82],

0,86

  • коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня L к базовой , при расчетной длине ремня L =800 мм и базовой длине ремня = 710 мм

[1, табл. 5.2, с. 82] отношение L/ = 800/710 = 1,13 , тогда вычисляем линейным интерполированием с учетом табличных значений [1, табл. 5.2, с. 82],

1,02

=1,02

Определяем требуемое количество клиновых ремней z [1, см. 5.2, п.13]

25,6 (2.13)

Рассчитанное число клиньев z поликлинового ремня сечения K находится в рекомендуемом диапазоне значений z =2..36 [1, см. табл К31].

Принимаем z =26

Определяем силу предварительного натяжения ветви поликлинового ремня [1, см. 5.2, п.14]

где P1 — мощность на валу ведущего шкива, P1 = 1,689 кВт;

  • v — скорость ремня , v = 2,31 м/с.

Определяем окружную силу Ft, передаваемую поликлиновым ремнем [1, см. 5.2, п.15]

(2.15)

Определяем силу натяжения ведущей ветви[1, см. 5.2, п.16]

Определяем силу натяжения ведомой ветви [1, см. 5.2, п.16]

Определяем силу давления ремня на вал [1, см. 5.2, п.17]

где — угол обхвата ремнем ведущего шкива,

2.2 Проверочный расчет

Проверяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви [1, с.84]

= + + ?, (2.19)

где — допускаемое напряжение растяжения, поликлиновых ремней

= 10МПа[1, см. 5.1, п.17]

Определяем напряжение растяжения в поликлиновом ремне [1, см. 5.1, п.17]

= + = = 4,6+2,02=6,62 (МПа), (2.20)

Где А — площадь поперечного сечения ремня,

А =0,5b(2H-h)=0,562,4 (24-2,35)=176,28,

где b — ширина ремня, b=zp=262,4=62,4 мм[1, см. табл. К31],

p- шаг ремня, p=2,4 мм [1, см. табл. К31];

  • H — высота сечения ремня, H=4 мм [1, см. табл. К31];
  • h — высота клина (ребра) с учетом закруглений, h= 2,35 мм [1, см.

табл. К31].

Определяем напряжение изгиба в поликлиновом ремне[1, с.84]

= = 80 = 5,1(МПа), (2.21)

где- модуль продольной упругости при изгибе, для прорезиненных ремней= 80…100 Н/[1, см. 5.1, п.17]; принимаем = 80 Н/.

Определяем напряжение от центробежных сил [1, с.85]

= = 1250 = 0,0067 (МПа), (2.22)

где с — плотность материала ремня,

для поликлиновых ремней с = 1250..1400 кг/м3, принимаем с =1250 кг/м3;

  • х — скорость ремня, х = 2,31 м/с.

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

= + + + 0,0067 = 11,73(МПа.

Условие

?

не выполняется, так как = 11, 73 МПа > = 10 МПа. Для выполнения условия прочности принимаем число клинье z=36.

Определяем напряжение растяжения в поликлиновом ремне [1, см. 5.1, п.17]

= + = = 4,85 (МПа), (2.20)

где А — площадь поперечного сечения ремня,

А =0,5b(2H-h)=0,586,4 (24-2,35)=244,

где b — ширина ремня, b=zp=362,4=86,4 мм[1, см. табл. К31],

p- шаг ремня, p=2,4 мм [1, см. табл. К31];

  • H — высота сечения ремня, H=4 мм [1, см. табл. К31];
  • h — высота клина (ребра) с учетом закруглений, h= 2,35 мм [1, см.

табл. К31].

Максимальные напряжения в сечении ведущей ветви ремня равны

= + + + 0,0067 = 9,957(МПа.

Условие

?

выполняется, так как = 9,957МПа < = 10 МПа.

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1

Таблица 2.1 — Параметры поликлиноременной передачи

Параметр

Значение

1

2

Тип ремня

Поликлиноременной

Сечение ремня

К

Межосевое расстояние а, мм

158

Число клиньев z

36

Длина ремня L, мм

744

Угол обхвата ведущего шкива , град

130,6

Частота пробега ремня U, 1/с

2,89

Диаметр ведущего шкива , мм

63

Диаметр ведомого шкива d2,мм

200

Максимальное напряжение , Н/ммІ

9,957

Предварительное натяжение ремня , Н

818

Сила давления ремня на вал , Н

1399

3. Расчёт закрытой косозубой зубчатой передачи

3.1 Расчёт срока службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) привода Lh определяется по формуле [1, с.39]

Lh=365LгtcLc=365·5·8·1=14600 (ч), (3.1)

где Lг — срок службы привода, Lг=5 лет;

  • tc — продолжительность смены, tc=8 ч;
  • Lc — число смен, при односменном режиме работы Lc=1.

Из полученного значения Lh следует вычесть примерно 10…25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни [1, с.29]. Находим срок службы привода, принимая время простоя машинного агрегата 20% ресурса

Lh=14600·0,80= 11680(ч)=11,68·103(ч).

Рабочий ресурс привода принимаем Lh=11,68·103 ч.

3.2 Выбор твёрдости, термообработки и материала зубчатых колёс

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни HB1 назначается больше твёрдости колеса HB2 [1, c.51].

Разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса при твёрдости материала H?350HB в передачах с прямыми и непрямыми зубьями составляет HB1cp-HB2cp = 20…50[1, c.54].

Выбираем материал заготовки, термообработку и твёрдость зубчатой пары по рекомендациям[1,табл. 3.1,c.52]. Результаты выбора представим в виде таблицы 3.1.

Таблица 3.1 — Выбор материала, термообработки и твёрдости

Параметр

Элемент передачи

Шестерня

Колесо

Материал

Сталь 40X

Сталь 40X

Термообработка

Улучшение

Улучшение

Твёрдость

Н ? 350 HB

Н ? 350 HB

Механические характеристики, выбранные по [1, табл. 3.2, с.53], сведём в таблицу 3.2.

Дополнительно рассчитываем значение средних твёрдостей

НВ 1ср = (269+302)/2 = 285,5; (3.2)

НВ2ср = (235+262)/2 = 248,5.

Проверяем разность средних твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса

НВ1ср — НВ2ср = 285,5-248,5 = 37 ,

что соответствует рекомендуемому диапазону 20…50.

Определяем предельные значения размеров заготовки

шестерни — диаметр Dпред=125 мм [1, табл. 3.2, с 53];

  • зубчатого колеса Sпред =125 мм [1, табл. 3.2, с 53].

Таблица 3.2 — Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи

Марка стали

Твёрдость НВ

Предел прочнос-ти в, МПа

Предел текучести т, МПа

Предел выносливости при симметричном цикле напряжений

-1, МПа

заготовки

Сред-няя

Шестерня

40X

269…302

285,5

900

750

410

Колесо

40X

235…262

248,5

790

640

375

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются отдельно для зубьев шестерни и колеса [1, c.54].

Определяем коэффициент долговечности [1, c.55]

, (3.3)

для зубьев шестерни

;

для зубьев колеса

где — число циклов перемены напряжений (для шестерни и колеса ), соответствующее пределу выносливости, определяются интерполированием с учётом табличных значений [1, табл.3.3, c.55],

для шестерни при средней твердости поверхности зубьев

22,5 (млн.циклов),

NHO1=22,5 (млн.циклов),

для зубчатого колеса при средней твердости поверхности зубьев

16,3 (млн.циклов),

NHO2=16,3 (млн.циклов),

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

, (3.4)

для шестерни

N1 =573щ1Lh=573·22,34·11,68·103 =149,51·106 (циклов);

для зубчатого колеса

N2 =573щ2Lh = 573·3,28·11,68·103 =21,95·106 (циклов),

где щ1 — угловая скорость вала, на котором установлена шестерня щ1= 22,34 с-1;

  • щ2 — угловая скорость вала, на котором установлено колесо, щ2 = 3,28 с-1.

При условии N>NHO принимают КНL=1[1, с.55].

Так как N1=149,51·106 >NHO1=22,5·106 и N2=21,95·106 >NHO2=16,3·106, то принимаем КНL1= КНL2=1.

Определяем допускаемые контактные напряжения []НО, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO [1, с.55]

(3.5)

для зубьев шестерни

[]НО1=1,8·HВ1ср+67=1,8·285,5+67=580,9 (МПа);

для зубьев колеса

[]НО2=1,8·НВ2ср+67=1,8·248,5+67=514,3 (МПа);

  • Определяем допускаемые контактные напряжения [1, с.55]

[]Н=KHL·[]Н0, (3.6)

для зубьев шестерни

[]Н1=KHL1·[]Н01=1·580,9=580,9 (МПа);

для зубьев колеса

[]Н2=KHL2·[]Н02=1·514,3=514,3 (МПа).

Цилиндрические зубчатые передачи с непрямыми зубьями при

НВ1ср-НВ2ср=20…50 рассчитывают по меньшему значению []Н из полученных для шестерни []Н1 и колеса []Н2, то есть по менее прочным зубьям [1, с.55] . Поэтому в качестве расчётного значения допускаемых контактных напряжений принимаем напряжение для зубьев колеса

[]Н=[]Н2=514,3 МПа.

3.3.2 Определение допустимых напряжений изгиба

Проверочный расчёт зубчатых передач на изгиб выполняется отдельно для зубьев шестерни и колеса по допускаемым напряжениям изгиба []F1 и []F2 [1, с.55].

Определяем коэффициент долговечности [1, с.56]

КFL= , (3.7)

для зубьев шестерни

КFL1= ;

для зубьев колеса

КFL2= ,

где NF0 — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, для всех сталей NF0=4·106 [1, с.56];

  • N — число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

При условии N > NF0 принимают КFL=1[1, с.56].

Так как N1 = 149,51·106 >NFO1 =4·106 и N2=21,95·106 >NFO2=4·106, то принимаем КFL1 = КFL2 =1. Определяем допустимые напряжение изгиба []F0, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO [1, с.56]

[]F0 =1,03НВср , (3.8)

для зубьев шестерни

[]F01=1,03НВ1ср=1,03·285,5 =294,1 МПа;

для зубьев колеса

[]F02=1,03НВ2ср=1,03·248,5 =255,9 МПа,

Определяем допускаемые напряжения изгиба [1, с.56]

[]F= КFL·[]F0, (3.9)

для зубьев шестерни

[]F1= КFL1·[]F01=1·294,1=294,1 (МПа);

для зубьев колеса

[]F2= КFL2·[]F02=1·255,9=255,9 (МПа).

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых передач с прямыми и непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению []F из полученных для шестерни []F1 и колеса []F2, то есть по менее прочным зубьям [1, с.56]. Поэтому в качестве расчётного значения допускаемых напряжений изгиба принимаем напряжение для зубьев колеса

[]F=[]F2=255,9 МПа.

3.4 Проектный расчёт косозубой цилиндрической зубчатой передачи

Определяем главный параметр — межосевое расстояние [1, с.61]

aw?Ka(u+1) , (3.10)

где Ka — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ka=43 [1, с.61];

  • коэффициент ширины венца колеса, для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в одноступенчатых цилиндрических редукторах, =0,28…0,36 [1, с.61];
  • принимаем ;
  • u — передаточное число закрытой передачи, u= u з.п.=7,1;
  • Т2 — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Т2=484,83 Нм;
  • []H — допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса, []H=514,3 МПа;
  • коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев принимаем [1, с.61].

aw? 43(7,1+1)(мм).

Округляем полученное значение межосевого расстояния aw, принимаем aw=180 мм [1,табл.13,15, с.326].

Определяем модуль зацепления т [1, с.62],

m?= (мм) (3.11)

где Km — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Km=5,8 [1, с.62];

d2=(2awu)/(u+1)=21807,1/(7,1+1)=315,56 (мм); (3.12)

b2 — ширина венца колеса [1, с.62],

b2=шаaw=0,28180=50,4 (мм); (3.13)

  • допускаемое напряжение изгиба материала колеса, == =255,9МПа.

Полученное значение модуля т округляем в большую сторону до стандартного, принимаем т =1,5 мм [1, с.62].

Определяем угол наклона зубьев вmin для косозубой передачи [1, с.62]

вmin=arcsin= arcsin 0,104=5097= 5°58’12». (3.14)

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают в=8…160, при этом желательно получить его меньшее значение [1, с.62], принимаем вmin=80.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса [1, с.60]

zУ=z1+z2=(2aw cos вmin)/m=2·180·cos80/1,5=237,6 (3.15)

Принимаем zУ =237.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев в [1, с.62]

в =arccos=arccosarccos 0,9975=9006872, (3.16)

Угол наклона зубьев =904’7».

Определяем число зубьев шестерни [1, с.63]

z1==. (3.17)

Принимаем z1=29.

Определяем число зубьев колеса [1, с.63]

z2= zУ-z1 =237-29=208. (3.18)

Принимаем z2=208.

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение ?u от заданного u [1, с.63]

uф=z2/z1=208/29=7,17; (3.19)

?u=(¦uф-u¦/u)·100%=(¦7,17-7,1¦/7,17) ·100%=1%. (3.20)

Условие ?u?4 % выполняется.

Определяем фактическое межосевое расстояние аw [1, с.63]

аw=(z1+z2)m/2 cosв=(29+208) ·1,5/2·cos904’7» =180(мм).

(3.21)

Определяем фактические основные геометрические параметры передачи [1, с.63].

Делительный диаметр

d=; (3.22)

для шестерни

d1== 44,1(мм);

для колеса

d2== (мм).

Диаметр окружности вершин зубьев

dа =d + 2m, (3.23)

для шестерни

da1 =d1+2m=44,1 + 1,5·2=47,1(мм);

для колеса

da2 =d2+2m=315,9 + 1,5·2=318,9 (мм).

Диаметр окружности впадин зубьев

df = d — 2,4m, (3.24)

для шестерни

df1 =d1-2,4m=44,1 -2,4·1,5=40,5(мм);

для колеса

df2 =d2-2,4m=315,8 -2,4·1,5=312,3 (мм).

Ширина зубчатого венца колеса

b2=шa aw=0,28·179,91=50,4(мм), (3.25)

округляем значение b2 до целого по таблице нормальных линейных размеров, принимаем b2=50 [1, табл. 13.15, с.326].

Ширина зубчатого венца шестерни

b1=b2+(2…4)=50+(2…4)=52…54 (мм), (3.26)

Принимаем b1=54 мм [1, табл. 13.15, с.326].

3.5 Проверочный расчёт косозубой цилиндрической зубчатой передачи

Проверяем межосевое расстояние [1, с.63]

aw = (d1+d2) /2=44,1 + 315,9 /2=180 (мм).

(3.37)

Проверяем пригодность заготовок колёс по условию [1, с.64]

Dзаг ? Dпред; (3.38)

Sзаг ? Sпред,

где Dзаг — диаметр заготовки шестерни [1, с.64],

Dзаг= da1+6=47,1 + 6 = 53,1 (мм); (3.29)

Sзаг — толщина диска заготовки колеса закрытой передачи [1, с.64],

Sзаг= b2+4=50,4+4=54,4 (мм).

(3.30)

Условие Dзаг ? Dпред выполняется, так как Dзаг=53 мм < Dпред = 125мм.

Условие Sзаг ? Sпред выполняется, так как Sзаг =54,4мм < Sпред = 125мм.

Проверяем контактное напряжение [1, с.64]

н=К?[]H, (3.31)

где К — вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К=376 [1, с.64];

  • Ft — окружная сила в зацеплении [1, с.64],

Ft =2·Т2·103/d2=2·484,83·103/315,9=3070,49 (Н); (3.32)

KHa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи; при окружной скорости [1,с.64]:

v=(щ2 d2)/2·103=3,28·315,9/2·103=0,52(м/с) (3.33)

и степени точности передачи — 9 [1,табл.4.2, с.64] для косозубых передач находим KHa =1,12[1, с.66].

КНх — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости и степени точности передачи, при окружной скорости v=0,52 м/с и 9 степени точности передачи рассчитываем КНх интерполированием с учётом табличных значений [1, таб.4.3,с.65]

1

КНх=1

н =376 (МПа).

Определяем фактическую недогрузку передачи [1, с.65]

?н =( н-[]H) /[]H·100%, (3.34)

?н =499,5-514,3/514,3·100% = 2,87%.

Недогрузка передачи допускается до 10%.Данное условие выполняется, так как недогрузка составляет 2,87%.

Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса [1, с.65]

F2=YF2YвKFa KFв KFх ? []F2, (3.35)

где YF2 — коэффициент формы зуба колеса, для косозубых колёс определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2 [1, с.66]

zv2=z2/cos3в=208/0,963=215,9 (3.36)

с учётом табличных значений [1,табл.4.4, с.67],

YF2=3,63;

  • Yв — коэффициент, учитывающий наклон зуба, для косозубых колёс [1, с.66],

Yв=1-(в0/1400) =1-(9006872/1400) =0,94; (3.37)

KFб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для косозубых колёс при 9 степени точности передачи KFб =1 [1, с.66];

  • KFв — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающих зубьев принимаем KFв=1[1, с.66];

— KFх — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, при окружной скорости v=0,52 м/с и 9 степени точности передачи рассчитываем KFх интерполированием с учётом табличных значений [1, таб.4.3,с.65]

1,08

KFх =1,08.

F2=YF2YвKFa KFв KFх;

  • F2= 3,63·0,94·(3070,49/50·1,5)·1·1·1,08=150,9 (МПа).

Условие

F2 ?[]F2,

выполняется, так как F2 =150,9 МПа< []F2=255,9 МПа.

Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни [1, с.65]

F1= F2 ? []F1 (3.38)

где YF1 — коэффициент формы зуба шестерни, для косозубых колёс определяем интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни zv1,

zv1=z1/cos3в=29/0,963=30,1 (3.39)

с учётом табличных значений [1,табл.4.4, с.67],

YF1=3,79

F1= F2 = (МПа).

Условие

F1 ? []F1,

выполняется, так как F1 =158 МПа? []F1=294,1 МПа.

Значительная недогрузка при проверке напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса допустима, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью[1, с.67].

Результаты расчётов сведём в таблицу 3.3.

Таблица 3.3 — Параметры зубчатой цилиндрической передачи

Проектный расчёт

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние aw, мм

180

Угол наклона зубьев в

904’7»

Модуль зацепления m, мм

1,5

Диаметр делительной окружности, мм: шестерни d1 колеса d2

44,1

315,9

Ширина зубчатого венца, мм: шестерни b1 колеса b2

54

50

Диаметр окружности вершин, мм:

шестерниda1 колеса da2

47,1

318,9

Число зубьев: шестерни z1 колеса z2

29

208

Диаметр окружности впадин, мм:

шестерниdf1 колеса df2

40,5

312,3

Вид зубьев

косые

Проверочный расчёт

Параметр

Допускаемые значения

Расчётные значения

Примечания

Контактные напряжения н, МПа

514,3

499,56

Недогрузка 2,87%

Напряжения изгиба, МПа

F1

294,1

158

Недогрузка 46,3%

F2

255,9

150,9

Недогрузка 41%

4. Предварительные расчет валов редуктора и выбор подшипников

4.1 Предварительный расчёт валов

4.1.1 Выбор материала валов

Для выполнения валов в проектируемом редукторе выбираем термически обработанную легированную сталь 40Х [1, с.110].

Механические характеристики выбранного материала для изготовления валов сведем в таблицу 4.1.

Таблица 4.1 — Механические характеристики материала валов

Марка стали

Предел прочности , МПа

Предел текучести , МПа

Предел выносливости при симметричном цикле напряжений , МПа

40Х

900

750

410

4.1.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектные расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), то есть при этом не учитывают напряжение изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (цикл напряжений).

Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: =10…20 Н/мм2 . При этом меньшие значения — для быстроходных валов, большие — для тихоходных [1, с.110].

Для быстроходного вала принимаем = 14 Н/мм2, для тихоходного — = 20 Н/мм2 [1, с.110].

4.1.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Определяем размеры ступеней быстроходного вала [1, с.108].

Первая ступень вала под элемент открытой передачи.

Диаметр ступени

d1===29,5 (мм), (4.1)

где МК — крутящий момент, равный вращающему моменту на быстроходном валу, МК=Т1=71,85 Н·м;

  • [ф]к — допускаемые напряжения на кручение, [ф]к=14 Н/мм2.

Принимаем d1=30 мм.

Длина ступени под шкив

l1=(0,8…1,5) ·d1=(1,2…1,5) ·30=36…45 (мм).

(4.3)

Предварительно принимаем l1=40 мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени

d2=d1+2t=30+2·2,2=34,4 (мм), (4.4)

где t — высота буртика, t=2,2 мм.

Принимаем d2= 35 мм.

Длина ступени

l21,5d2=1,5·35=52,5 (мм).

(4.5)

Предварительно принимаем l2=50 мм.

Третья ступень вала под шестерню.

Диаметр ступени

d3=d2+3,2r=35+3,2·2,5=43 (мм), (4.6)

где r- координата фаски подшипника, r=2,5 мм.

Принимаем d3=40 мм.

Длина ступениl3 будет определена графически на эскизной компоновке.

Сравнивая полученный диаметр вала мм с рассчитанным ранее диаметром окружности впадин шестерни мм принимаем решение о выполнении шестерни заодно с валом, т. е. вала- шестерни (рисунок 4.1).

Четвёртая ступень вала под подшипник.

Диаметр ступени

d4=d2=35 мм.

Длина ступени l4 будет равна ширине внутреннего кольца выбранного подшипника (l4=B — для шариковых подшипников, l4=T — для роликовых конических подшипников).

Рисунок 4.1 — Типовая конструкция вала — шестерни

Определяем размеры ступеней тихоходного вала [1, с.108].

Первая ступень вала под элемент полумуфта.

Диаметр ступени

d1===49,5 (мм), (4.7)

где Мк- крутящий момент, равный вращающему моменту на тихоходном валу, Мк=Т2=484,83Н·м;

  • [ф]к — допускаемые напряжения на кручение, [ф]к=20Н/мм2.

Принимаем d1=50 мм.

Длина ступени под полумуфту

l1=(1,0…1,5) ·d1=(1,0…1,5) ·50=50…75 (мм).

(4.8)

Предварительно принимаем l1=60 мм.

Вторая ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник.

Диаметр ступени

d2=d1+2t=50+2·2,8=55,6 (мм), (4.9)

где t — высота буртика, t=2,8мм.

Принимаем d2= 55 мм.

Длина ступени

l2=1,5d2=1,5·55=82,5 (мм).

(4.10)

Предварительно принимаем l2=80 мм.

Третья ступень вала под шестерню.

Диаметр ступени

d3=d2+3,2r=55+3,2·3=64,6 (мм), (4.11)

где r- координата фаски подшипника,r=3 мм.

Принимаем d3=65 мм.

Длина ступени l3 будет определена графически на эскизной компоновке.

Четвёртая ступень вала под подшипник.

Диаметр ступени

d4=d2=55 мм,

Длина ступени l4 будет равна ширине внутреннего кольца выбранного подшипника (l4=B — для шариковых подшипников, l4=T — для роликовых конических подшипников).

Пятая упорная ступень вала.

Диаметр ступени

(мм), (4.12)

где f — ориентировочная величина фаски ступицы, f=2 мм.

Принимаем

Длина ступени l5 будет определена графически на эскизной компоновке.

Типовая конструкция тихоходного вала одноступенчатого редуктора показана на рисунке 4.2.

Рисунок 4.2 — Типовая конструкция тихоходного вала

4.2 Предварительный выбор подшипников

Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощности редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частоты вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, приемлемой стоимости, схемы установки.

Выполняем предварительный выбор подшипников для быстроходного редуктора [1,Табл.К27, с.433].

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии при схеме установки 3 враспор.

По величине диаметра d=35 мм внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники, выбираем типоразмер подшипников — 207 ( рисунок 4.3).

Основные параметры подшипников [1,Табл.К27, с.432]: геометрические размеры — d ( диаметр внутреннего кольца), D ( диаметр наружного кольца), В ( ширина шарикоподшипников); динамическую Cr и статическую Cro грузоподъемности сведем в таблицу 4.2.

Выполняем предварительный выбор подшипников для тихоходного вала редуктора [1,Табл.К27, с.433].

Выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой серии при схеме установки 3 враспор.

По величине диаметра d =55 мм внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники, выбираем типоразмер подшипников -211.

Основные параметры подшипников [1,Табл.К27, с.432]: геометрические размеры — d ( диаметр внутреннего кольца), D ( диаметр наружного кольца), В ( ширина шарикоподшипников); динамическую Cr и статическую Croгрузоподъемности сведем в таблицу 4.2.

Рисунок 4.3 — Подшипник радиальный шариковый однорядный

Таблица 4.2 — Параметры радиально шариковых однорядных подшипников

Обозначение

Размеры, мм

Грузоподъемность, кН

d

D

B

r

Cr

C0r

207

35

72

17

2

25,5

13,7

211

55

100

21

2,5

43,6

25,0

5. Конструирование зубчатых колес

5.1 Конструктивные размеры шестерни

Шестерня выполняется заодно с валом, таким образом необходимые геометрические размеры для вала — шестерни были определены ранее.

Основные геометрические размеры шестерни были определены при проектировании закрытой зубчатой передачи:

  • делительный диаметр

d1 = 44,1 мм;

  • диаметр окружности вершины зубьев

da1 = 47,1 мм;

  • диаметр окружности впадин зубьев

df1 = 40,5 мм;

  • ширина зубчатого венца

b1 = 51 мм.

Соответствующие диаметры ступеней вала — шестерни принимаем по результатам расчет геометрических параметров ступеней быстроходного вала.

На торцах зубьев выполняем фаски размером [1,табл.10.2,с.175]

f = (0,6…0,7)m = (0,6…0,7) 1,5 = 0,9…1,05 (мм).

(5.1)

Округляем полученное значение до стандартного, принимаем f=1,6мм [1,табл.10.1,с.174].

Угол фаски для прямозубых колес бф = 450 [1,табл.10.2,с.175].

5.2 Конструктивные размеры зубчатого колеса

Основные размеры зубчатого колеса были определены в проектном расчете:

  • делительный диаметр

d2 = 315,9 мм;

  • диаметр окружности вершины зубьев

da2 = 318,9 мм;

  • диаметр окружности впадин зубьев

df2 =312,3 мм;

  • ширина зубчатого венца колеса

b2 = 50 мм.

Дальнейшее конструирование состоит в разработке его конфигурации [1,табл.10.3,с.176].

Зубчатое колесо выполняем плоской формы с симметричным относительно обода расположением ступицы. Учитывая диаметр da2 = =236,6 мм в качестве способа изготовления заготовки для зубчатого колеса выбираем ковку (da2 = 100…500 мм).

Выбранная конструкция показана на рисунке 5.1.

Рисунок 5.1 — Типовая конструкция зубчатого колеса с симметричным относительно обода расположением ступицы

Определяем параметры основных конструктивных элементов зубчатого колеса [1,табл.10.3,с.176].

1)Размеры обода.

Толщина

S = 2,2m + 0,05b2 = 2,2 1,25 + 0,05 50 = 5,8 (мм).

(5.2)

Принимаем S = 6 мм.

На торцах зубьев выполняем фаски размером [1,табл.10.2,с.175]

f = (0,6…0,7)m =(0,6…0,7) 1,25 = 0,9…1,05 (мм).

(5.3)

Округляем полученное значение размера фаски до стандартного, принимаем f = 3 мм [1,табл.10.1,с.174].

Угол фаски для прямозубых колес aф = 45 [1,табл.10.2,с.175].

2) Размер ступицы.

Диаметр внутренний (под вал)

d = d3 = 65 мм.

Диаметр наружный (при шпоночном соединении и посадке с натягом)

dcm = 1,55d = 1,55 65 = 100,75 (мм).

(5.4)

Округляем полученное значение диаметра до стандартного, принимаем

dcm = 100 мм.

На ступице колеса выполняем фаску 3 Ч 45° [1,Табл.10.2,с.175].

Толщина

=0,3 d = 0,3 65 =19,5(мм).

(5.5)

Округляем размер стандартного, принимаем дст = 20 мм.

Длина

lст = (1,0…1,5) d = (1,0…1,5) 65 = 65…97,5 (мм).

(5.6)

Принимаем lст = 65 мм.

3) Размеры диска.

Толщина

С = 0,5

  • (S + дст) = 0,5 (6+20) = 13 (мм).

    (5.7)

При этом должно выполняться условие

C ? 0,25b2 = 0,25 50 = 12,5 (мм).

(5.8)

Радиусы закруглений R ? 6 мм, принимаем R = 6 мм.

Уклон г ? 7°

Принимаем С=12 мм.

6. Конструирование корпуса редуктора

В корпусе редуктора размещаются детали зубчатой передачи. При его конструировании должны быть обеспечены прочность и жесткость, исключающие перекосы валов.

Для повышения жесткости служат ребра, располагаемые у приливов под подшипники. Корпус выполняем разъемным, состоящим из основания (картера) и крышки. Плоскость разъема проходит через оси валов.

Материал корпуса — СЧ 15.

Рассчитываем размеры основных элементов корпуса редуктора [2, табл. 10.2, с. 241].

Толщина стенки корпуса одноступенчатого цилиндрического редуктора

д = 0,025а + 1 = 0,025 180 + 1 = 5,5 (мм).

(6.1)

Во всех случаях д ? 8 мм, поэтому принимаем д = 8 мм.

Толщина стенки крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора

д1 = 0,02а + 1 = 0,02 180 + 1 = 4,6 (мм).

(6.2)

Во всех случаях д1 ? 8 мм, поэтому принимаем д1 = 8 мм.

Толщина верхнего пояса (фланца) крышки корпуса

b =1,5д = 1,5 8 = 12 (мм).

(6.3)

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

b1 =1,5д1 = 1,5

  • 8 = 12 (мм).

    (6.4)

Толщина нижнего пояса корпуса:

без бобышки

p = 2,35д = 2,35

  • 8 = 18,8 (мм); (6.5)

при наличии бобышки

p1 =1,5д = 1,5

  • 8 = 12 (мм); (6.6)

p2 = (2,25…2,75)д = (2,25…2,75)

  • 8 = 18…22 (мм).

    (6.7)

Принимаем p = 20 мм, p1 = 12 мм, p2 = 20 мм.

Толщина ребер основания корпуса

m = (0,85…1)д = (0,85…1)

  • 8 = 6,8…8 (мм).

    (6.8)

Принимаем m = 8 мм.

Толщина ребер крышки

m1 = (0,85…1)д1 = (0,85…1)

  • 8 = 6,8…8 (мм).

    (6.9)

Принимаем m1 = 8 мм.

Диаметр фундаментных болтов

d1 = (0,03…0,036)а + 12 = (0,03…0,036) 180 + 12 = 17,7…18,48 (мм).

(6.10)

Принимаем для фундаментных болтов резьбу М16.

Диаметр болтов:

у подшипников

d2 = (0,7…0,75)d1 = (0,7…0,75)

  • 16 = 11,2…12 (мм); (6.11)

соединяющих основание корпуса с крышкой

d3 = (0,5…0,6)d1 = (0,5…0,6) 16 = 8…9,6(мм).

(6.12)

Принимаем для болтов у подшипников (d2) резьбу М12 , соединяющих и основание корпуса с крышкой (d3) — М8.

Для крепления крышки подшипника принимаем 4 винта (d4) с резьбой М8.

Размеры, определяющие положение болтов d2

e ? (1…1,2)d2 = (1…1,2)

  • 12 = 12…14,4 (мм); (6.13)

q ? 0,5d2 + d4 = 0,5

  • 12 + 8 = 14 (мм).

    (6.14)

Принимаем e ? 12 мм, q = 14 мм.

Диаметр отверстия в гнезде под подшипник Dп принимаем по наружному диаметру подшипника: для быстроходного вала Dп = 72 мм, для тихоходного вала Dп = 100 мм.

Диаметр гнезда под подшипник на быстроходном валу

Dк = D2 + (2…5) = 105 + (2…5) = 107…110 (мм), (6.15)

где D2 — диаметр фланца крышки подшипника,

D2 = Dn + (4…4,5)d4 = 72 + (4…4,5)

  • 8 = 104…108 (мм), (6.16)

принимаем D2 = 105 мм.

Принимаем диаметр гнезда под подшипник на быстроходном валу

Dк = 110 мм.

Диаметр гнезда под подшипник на тихоходном валу

Dк = D2 + (2…5) = 135 + (2…5) = 137…140 (мм),

где D2 — диаметр фланца крышки подшипника,

D2 = Dn + (4…4,5)d4 = 100 + (4…4,5)

  • 8 = 132…136 (мм),

принимаем D2 = 135 мм.

Принимаем диаметр гнезда под подшипник на тихоходном валу Dк = 140 мм.

Длина гнезда под подшипник

l* = д + c2 + Rб + (3…5) = 8 + 18 + 14 + (3…5) = 43…45 (мм), (6.17)

где с2 — размер, определяющий положение центра отверстия под болт у подшипника, с2 = 18 мм;

Rб — радиус закругления у бобышки,

Rб ? 1,1d2 = 1,1

  • 12 = 13,2 (мм), (6.18)

принимаем Rб = 14 мм.

Определяем размеры конических штифтов, используемых для фиксации

основания корпуса и крышки редуктора относительно друг друга.

Диаметр штифта

dш ? d3 = 8 мм.

Длина штифта

lш = b + b1 + 5 = 12 + 12 + 5 = 29 (мм).

(6.19)

Округляем значение длины штифта до стандартного, принимаем

lш = 30 мм.

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

по диаметру

A ? (1…1,2) д = (1…1,2)

  • 8 = 8…9,6 (мм), (6.20)

принимаем А = 8 мм;

от торца колеса (ступицы)

A1 ? A = 8 мм. (6.21)

7. Эскизная компоновка редуктора

Эскизная компоновка устанавливает положение колес редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии lоп и lм от реакции смежного подшипника.

Эскизную компоновку редуктора выполняем согласно рекомендациям [1,с.112-121] и [2,с.301-303,307-310] в следующей последовательности.

1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода наибольшими размерами колес.

Принимаем решение о выполнении компоновочного чертежа в одной проекции — разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов.

Начинаем с изображения горизонтальной осевой линии. Далее вертикально проводим (в цилиндрическом редукторе — параллельно) на межосевом расстоянии = 180 мм друг от друга две линии — оси валов.

3. Вычерчиваем редукторную пару (шестерню и колесо) в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета закрытой зубчатой передачи и раздела по конструированию зубчатых колес.

4. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса.

Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с соответствующими зазорами:

  • а) принимаем зазор между торцом шестерни (при наличии ступицы зазор берем от торца ступицы) и внутренней стенкой А1 = 8 мм;
  • б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = 8 мм;
  • в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А = 8 мм (если диаметр окружности вершин зубьев шестерни da1 больше наружного диаметра подшипника D, то расстояние А берем от шестерни);
  • г) принимаем расстояние у = 32 мм между дном корпуса и поверхностью колес, так как для редукторов всех типов у?4А =(мм).

Действительный контур корпуса редуктора зависит от его кинематической схемы, размеров деталей передач, способа транспортировки, смазки и т. п. и определяется при разработке конструктивной компоновки.

5. Вычерчиваем ступени быстроходного и тихоходного валов на соответствующих осях по размерам диаметров d и длины l, полученных при предварительном расчете валов.

Для цилиндрического редуктора ступени валов вычерчиваем в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени l3 получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.

6. На 2-й и 4-й ступенях изображаем контуры подшипников по размерам d, D, B (T, c) в соответствии со схемой их установки. Контуры подшипников вычерчиваем основными линиями, диагонали — тонкими.

7. Определяем расстояние lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Радиальную реакцию подшипника R считаем приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала.

Для радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника (рисунок 7.1), а расстояние между реакциями опор вала

l = L — B, (7.1)

где В — ширина подшипника;

  • L — расстояние между противоположными торцами подшипников вала (определяется графически по компоновке).

Рисунок 7.1 — Тихоходный вал цилиндрического редуктора на радиальных подшипниках, установленных в распор

Определяем расстояние между реакциями опор быстроходного вала

lБ =LБ -B = 115 — 17=98 (мм),

где В — ширина подшипника, В = 17 мм;

  • LБ — расстояние между противоположными торцами подшипников быстроходного вала, LБ = 115 мм.

Определяем расстояние между реакциями опор тихоходного вала

lТ =LТ -B = 123 — 21= 102 (мм),

где В — ширина подшипника, В = 21,01 мм;

  • LТ — расстояние между противоположными торцами подшипников тихоходного вала, LТ = 123 мм.

8. Определяем точки приложения консольных сил:

а) для открытой ременной передачи силу давления передачи Fоп принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстояние lоп от точки приложения реакции смежного подшипника,

lоп = 81,5 мм;

б) сила давления муфты Fм приложена между полумуфтами, поэтому принимаем, что в полумуфте точка силы Fм находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстояние lм от точки приложения реакций смежного подшипника,

lм = 121,5 мм.

При определении размеров lоп и lм необходимо учитывать размеры рассчитанных при конструировании корпуса редуктора длин гнезд под подшипники, толщину крышек подшипников и способ их установки в редукторе. Указанные параметры предварительно определяем по рекомендациям [2,с.303,308-310] и [3,с.152-178].

9. Определяем на эскизной компоновке необходимые размеры. Полученные результаты сводим в таблицу 7.1.

Таблица 7.1 — Параметры ступеней валов

Вал

Размеры ступеней, мм

d1

d2

d3

d4

d5

l1

l2

l3

l4

l5

Быстроходный

30

35

40

35

40

50

81

17

Тихоходный

50

55

65

55

70

60

80

73

21

8

Рисунок 7.2 — Компоновка редуктора

8. Нагрузка валов редуктора

8.1 Определение сил в зацепление закрытой передачи

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передачи и муфт [1, с. 99]. В проектируемом приводе конструируется цилиндрический косозубый редуктор. Схема сил в зацеплении цилиндрической передачи показана на рисунке 8.1. За точку приложения сил принимают точку зацепления в средней плоскости колеса [1, рис. 6.1, с. 102].

Рис. 8.1

Определяем значение сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи [1, табл. 6.1, с. 100].

Окружная сила:

на колесе

Ft2===3069,5 (Н), (8.1)

на шестерне

Ft1=Ft2=3069,5 (Н).

(8.2)

Радиальная сила:

на колесе

Fr2=Ft2 =3069,5·=1520,1 ·=1160,2 (Н), (8.3)

где б — угол зацепления, принимаем б=200;

на шестерне

Fr1=Fr2=1160,2 (Н).

(8.4)

Осевая сила:

на колесе

Fа2=Ft2tgв=3069,5·tg9,068720=3069,5·0,1596=489,9 (Н), (8.5)

на шестерне

Fа1=Fа2=489,9 (Н).

(8.6)

8.2 Определение консольных сил

В проектируемом приводе конструируется открытая ременная передача, определяющая консольную нагрузку на выходной конец вала. Кроме того, консольная нагрузка вызывается муфтой, соединяющей редуктор с рабочей машиной.

Определяем направление консольных сил на выходных концах валов со стороны передачи гибкой связью и муфты [1, с. 108].

а) консольная сила от ременной передачи Fоп перпендикулярна оси вала и в соответствии с положением передачи в кинематической схеме привода направлена.

б) консольная сила от муфты Fм перпендикулярна оси вала; в связи с тем, что направление силы Fм в отношение окружной силы Ft зависит от случайных неточностей монтажа муфты, принимаем худший случай нагружения — направляем силу Fм противоположно силе Ft , что увеличивает напряжения и деформацию вала.

Значение консольной силы от ременной передачи Fоп было определено ранее при проектном расчёте открытой передачи, Fоп= 1399 Н.

Определяем значение консольной силы от муфты

Fм =125=125·=2752,4 (Н), (8.7)

где Т — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Т=Т2=484,83Н·м.

9. Проверочный расчёт подшипников

9.1 Определение реакций в опорах подшипников

9.1.1 Определение радиальных реакций в опорах подшипника быстроходного вала

Реакции в опорах подшипников определяем в соответствии с рекомендациями [1, с. 133-139]. Составляем расчётную схему быстроходного вала в соответствии со схемой нагружения валов редуктора (рисунок 9.1).

Исходными данными для расчёта являются:

а) силы в зацепление редукторной пары (на шестерне):

  • окружная сила Ft1=3069,5 Н;
  • радиальная силаFr1=1160,2 Н;
  • осевая силаFa1=489,9 Н;
  • б) консольная сила (от открытой передачи) — Fоп=1399 Н.

в) геометрические параметры:

  • расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала — lБ=115 мм;
  • расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника- lоп =81,5 мм;
  • диаметр делительной окружности шестерни — d1=44,1 мм.

RAx, RВх — реакции опор в горизонтальной плоскости; RАy, RВy — реакции опор в вертикальной плоскости;

  • Рисунок 9.1 — Расчётная схема быстроходного вала цилиндрического редуктора

Определяем реакции в опорах выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 9.2), составляя по два уравнения равновесия плоской системы сил.

Радиальные реакции в подшипниках направляем противоположно направлению окружной(Ft1) и радиальной(Ft1)сил в зацеплении редукторной передачи.

Рисунок 9.2 — Силы в вертикальных и горизонтальных плоскостях быстроходного вала

а) Вертикальная плоскость.

УMi4=0; Ft1·lБ/2- RАy·lБ=0,

RАy= (Ft1·lБ/2)/ lБ=(3069,5·98/2)/ 98=1534,75 (Н);

  • УMi2=0; -Ft1·lБ/2+ RВy·lБ=0,

RВy= (Ft1·lБ/2)/ lБ=(3069,5·98/2)/ 98=1534,75 (Н);

  • Проверка: УYi=0;
  • RАy +Ft1 -RВy= -1534,75+3069,5 -1534,75=0.

б) Горизонтальная плоскость.

УMi4=0; Fr1·lБ/2-Fa1·d1/2-RAx·lБ+Fоп(lоп+lб)=0,

RAx= (Fr1·lБ/2-Fa1·d1/2+Fоп(lоп+lб))/lБ = (1160,2·98/2- 489,9·44,1/2+1399(81,5+98))/ 98 = 3032,3 (Н);

  • УMi2=0; Fоп·lоп- Fr1·lБ/2-Fa1·d1/2+RBx·lБ=0,

RBx = (-Fоп·lоп+Fr1·lБ/2+Fa1·d1/2)/lБ = (- 1399·81,5+ 1160,2·98/2+489,9·44,1/2)/ 98=-473,1(Н);

  • Проверка: УXi=0;
  • Fоп- RAx+Fr1 — RBx=1399-3032,3+1160,2+473,1=0.

Определяем суммарные радиальные реакции опор подшипников вала

RA===3398,5(Н);

  • RB===1606 (Н).

9.1.2 Определение радиальных реакций в опорах подшипника тихоходного вала

Реакции в опорах подшипников определяем в соответствии с рекомендациями [1, с. 133-139].

Составляем расчётную схему быстроходного вала в соответствии со схемой нагружения валов редуктора (рисунок 9.3).

Исходными данными для расчёта являются:

а) силы в зацепление редукторной пары (на колесе):

  • окружная сила Ft2=3069,5 Н;
  • радиальная силаFr2=1160,2 Н;
  • осевая силаFa2=489,9 Н;
  • б) консольная сила (от муфты) — Fм=2752,4 Н.

в) геометрические параметры:

  • расстояние между точками приложения реакций в опорах подшипников быстроходного вала — lТ =102 мм;
  • расстояние между точками приложения консольной силы и реакции смежной опоры подшипника- lм =121,5 мм;
  • диаметр делительной окружности шестерни — d2=315,9 мм.

RCx, RDх — реакции опор в горизонтальной плоскости;

  • RCy, RDy — реакции опор в вертикальной плоскости;
  • Рисунок 9.3 — Расчётная схема быстроходного вала цилиндрического редуктора

Определяем реакции в опорах выбранных подшипников вала в вертикальной и горизонтальной плоскостях (рисунок 9.4), составляя по два уравнения равновесия плоской системы сил.

Радиальные реакции в подшипниках направляем противоположно направлению окружной(Ft2) и радиальной(Ft2)сил в зацеплении редукторной передачи.

Рисунок 9.4 — Cилы в вертикальных и горизонтальных плоскостях быстроходного вала

а) Вертикальная плоскость.

УMi3=0; -Ft2·lT/2+ RCy·lT — Fм·lм=0,

RСy= (Ft2·lT/2+Fм·lм)/ lТ=(3069,5·102/2+ 2752,4·121,5)/ 102= 4813,67 (Н);

  • УMi1=0; Ft2·lТ/2- RDy·lT- Fм·(lT +lм) =0,

RDy= (Ft2·lТ/2- Fм·(lT +lм))/ lT=(3069,5·102/2-

  • 2752,4·(102 +121,5))/ 102=-4496,57 (Н);
  • Проверка: УYi=0;
  • RСy -Ft2 +RDy+ Fм= 4813,67 -3069,5-4496,57+2752,4=0.

б) Горизонтальная плоскость.

УMi3=0; -Fr2·lT/2-Fa2·d2/2-RCx·lT= 0,

RCx=(-Fr2·lT/2-Fa2·d2/2)/lT=(-1160,2·102/2-489,9·315,9/2)/ 102=-1338,8 (Н);

  • УMi1=0; Fr2·lT/2-Fa2·d2/2-RDx·lT= 0,

RDx=(Fr2·lT/2-Fa2·d2/2)/lT=(1160,2·102/2-185,2·315,9/2)/ 102=178,6 (Н);

  • Проверка: УXi=0;
  • RCx-Fr2 + RDx=-1338,8+1160,2-178,6=0.

Определяем суммарные радиальные реакции опор подшипников вала

RC=== 4996,4(Н);

  • RD===4500,1(Н).

9.2 Проверочный расчёт подшипников

9.2.1 Проверочный расчёт радиальных шариковых однорядных подшипников быстроходного вала

Проверочный расчёт предварительно выбранных подшипников выполняется по рекомендациям [1, с. 140-149].

1) Определяем эквивалентную динамическую нагрузку подшипников. Эквивалентная динамическая нагрузка RE учитывает характер и направление действующих на подшипник нагрузок, условия работы и зависит от типа подшипника.

а) Определяем отношение

==0,14, (9.1)

где Ra — осевая нагрузка подшипника, Ra=Fa1=489,9 Н;

  • V — коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V=1[1, табл. 9.1, с. 141];
  • Rr — большая радиальная нагрузка подшипника (суммарная реакция подшипника) Rr=RA=3398,5Н.