Привод ковшового элеватора

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Белорусский государственный технологический университет

Пояснительная записка

к Курсовому проекту

по дисциплине: Основы конструирования и проектирования

на тему: Привод ковшового элеватора

Выполнила

студентка 2 курса

Мороз О.С.

Минск 2005

Введение

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный.

1.2 Срок службы приводного устройства

Срок службы L_>h>, ч,

L_>h> = 365· L_>r>_>>t_>c>_>>L_>c>. (1.1)

где L_>r> - срок службы привода, лет; t_>c> - продолжительность смены, ч; L_>c> - число смен.

L_>h> = 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

L_>h> = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_>h> = 15000 ч.

Табличный ответ к задаче:

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки

L_>r>

L_>c>

t_>c>

L_>h>, ч

Характер

нагрузки

Режим

работы

Стройплощадку

15000

С малыми

колебаниями

реверсивный

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определим мощность рабочей машины P_>рм>, кВт:

Р_>рм> = F · v, (2.1)

где F — тяговая сила ленты, кН; v, — скорость ленты, м/с.

Подставляя значения в (2.1) получаем:

Р_>рм> = 2,72 · 1000 · 0,9 = 2,45 · 1000Вт=2,45 кВт

2. Определим общий коэффициент полезного действия привода:

 = _>пк>² · _>пс>· _>м> · _>зп> · _>ц>

где _>пк>, _>пс>,_>м> ,_>зп> ,_>ц> — коэффициенты полезного действия подшипников качения (две пары), подшипников скольжения (одна пара), муфты , закрытой зубчатой передачи , цепной передачи

 =0,995 ²· 0,99 · 0,98 · 0,97 · 0,93 = 0,87 .

3. Определим требуемую мощность двигателя Р_>дв>, кВт:

Р_>дв> = Р_>рм> /  (2.2)

Р_>дв> = 2,45 / 0,87 = 2,8 кВт.

4. Определим номинальную мощность двигателя Р_>ном>, кВт:

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности :

Р_>ном>  Р_>дв>

Принимаем номинальную мощность двигателя Р_>ном> = 3,0 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя, представленных в табл.2.1:

Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Р_>ном>, кВт	Частота вращения, об / мин
синхронная	номинальная n_>ном>
1	4АМ112MВ8УЗ	3,0	750	700
2	4АM112MA6УЗ	3,0	1000	955
3	4АМ100S4У3	3,0	1500	1435
4	4АМ90L2УЗ	3,0	3000	2840

Каждому значению номинальной мощности Р_>ном> соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор типа двигателя зависит от типов передач, которые входят в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом следует отметить, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют невысокий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 об/мин) металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

n_>рм> =60 · 1000 · v / ( ¶·D)(2.3)

где v — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр барабана, мм.

Подставляя значения в (2.3) имеем:

n_>рм> = 60 · 1000 · 0,9 / ( 3,14·250 ) = 69,0 об / мин.

2. Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя:

U = n_>ном> / n_>рм>(2.4)

U _>1> = 700 / 69 =10,14

U _>2> = 955 / 69 =13,84

U _>3>= 1435/69 =20,79

U _>4>= 2840/69 =41,16

3. Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным U_>зп> = 4:

U _>оп>= U/ U _>зп> (2.5)

В табл. 2.2 сведены все варианты разбивки общего передаточного числа.

Таблица 2.2 Варианты разбивки передаточного числа

Передаточное число	Варианты
1	2	3	4
Общее для привода, U	10,14	13,84	20,79	41,16
Цепной передачи, U_>оп>	2,53	3,46	5,20	10,29
Цилиндрического редуктора, U_>зп>	4	4	4	4

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее 2-й тип двигателя: 4АМ112MАУ6З (Р_>ном> = 3,0 кВт, n_>ном> = 955 об / мин).

Итак, передаточные числа для выбранного двигателя будут иметь следующие значения: U = 13,84; U_>оп> = 3,46 ;U_>зп> = 5,20 .

4. Определим максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала механизма:

∆n_>рм> = n_>рм> · δ / 100 = 69,0 · 5 /100 = 3,45 об / мин.

5. Определим допускаемую частоту движения приводного вала элеватора, приняв ∆n_>рм> = 1,05 об / мин:

[n_>рм>] = n_>рм> + ∆n_>рм> = 69+1,05=70,05 об / мин;

отсюда фактическое передаточное число привода

U_>ф> = n_>ном> / [n_>рм>] = 955 / 70,05 = 13,6.

Передаточное число открытой передачи

U _>оп> = U_>ф> / U _>зп> = 13,6 / 4 =3,4.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MА6УЗ c Р_>ном> = 3,0 кВт, n_>ном> = 955 об / мин); передаточные числа: привода U = 13,6, редуктора U_>зп> = 4, цепной передачи U_>оп> = 3,4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_>дв> и его номинальной частоты вращения n_>ном>при установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Параметр	Вал	Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме
дв - м - зп - оп - рм
Мощность Р, кВт	дв	Р_>дв> = 2,8 кВт
Б	Р_>1> = Р_>дв>_>м>_>пк> = 2,8 · 0,98 · 0,995 = 2,73 кВт
Т	Р_>2> = Р_>1>_>зп>_>пк> = 2,73 · 0,97 · 0,995 = 2,63 кВт
рм	Р_>рм> = Р_>2>_>ц>_>пc> = 2,63 · 0,93 · 0,99 = 2,42 кВт
Частота вращения n, об / мин	Угловая скорость ω, 1/ с	дв	n_>ном> = 955 об/мин	ω_>ном> =100 с^-1
Б	n_>1> = n_>ном> = 955 об/мин	ω_>1> = ω_>ном> = 100 с^-1
Т	n_>2> = n_>1>/U_>зп> = 239 об/мин	ω_>2> = ω_>1>/U_>зп> = 25 c^-1
рм	n_>рм> = n_>2>/U_>оп> = 70 об/мин	ω_>рм> = ω_>2>/U_>оп> = 7,35 c^-1
Вращающий момент Т, Н м	дв	Т_>дв> = Р_>дв> · 1000 / ω_>ном> = 2800/100 = 28 Н· м
Б	Т_>1> = Т_>дв>_>м>_>пк> = 28 · 0,98 · 0,995 = 27,3 Н· м
Т	Т_>2> = Т_>1>U_>зп>_>зп>_>пк> = =27,3 · 4 · 0,97 · 0,995 = 105,4 Н·м
рм	Т_>рм> = Т_>2>U_>ц>_>ц>_>пc> = =105,4 · 3,4 · 0,93 · 0,99 = 330Н·м

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4:

Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.

Тип двигателя 4АМ112MА6УЗ Р_>ном> = 3 кВт n_>ном> = 955 об/мин
Параметр	Передача	Вал
Закры-тая	Цеп-ная пере-дача	Параметр	Дв.	Редуктора	Приводной рабочей машины
Б	Т
Передаточное число, U	4	3,4	Расчет мощности Р, кВт	2,8	2,73	2,63	2,42
Угловая скорость ω, с^-1	100	100	25	7,35
КПД, η	0,97	0,93	Частота вращения n, об/мин	955	955	239	70
Вращающий момент Т, Н· м	28	27,3	105,4	330

Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) По таблицам определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость ≥ 45HRCэ; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 HB.

б) Также определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45…50 HRC, термообработка — улучшение, D_>пред> = 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, S_>пред>= 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HB 1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB

HB_>2ср>=(269+302) / 2 = 285,5НВ.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_>H2> и колеса []_>H3>:

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_>HL>:

Наработка за весь срок службы:

для колеса

N_>2>= 573· L_>h>· _>2> = 573 · 15000· 25 = 214,9 · 10⁶ циклов,

для шестерни

N_>1>= 573· L_>h>· _>> = 573 · 15000· 100 = 859,5 · 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений N_>Н0>, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:

N_>но1>= 68 · 10⁶ циклов и N_>но2>= 22,7 · 10⁶ циклов.

Т.к. N_>1> > N_>но1> и N_>2> > N_>но2>, то коэффициенты долговечности K_>HL1>= 1 и K_>HL2> = 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_>H>соответствующее числу циклов перемены напряжений N_>но>: для шестерни

[]_>но1> = 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм²

для колеса

[]_>но2>= 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []_>н1>= K_>HL1>· []_>но1>= 1 · 835 = 835 Н/мм²,

для колеса []_>н2> = K_>HL2>· []_>но2>= 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм².

Т.к. HB_>1ср> - HB_>2ср> > 70 и HB2ср =285,5<350HB, то значение []_>н> рассчитываем по среднему допускаемому значению из полученных для шестерни и колеса:

[]_>н> =0,45([]_>н1>+[]_>н2>) = 637,2 Н/мм².

При этом условие []_>н>< 1.23· []_>н2>соблюдается.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []_>F1> и колеса []_>F2.>

а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_>FL>.

Наработка за весь срок службы : для шестерни N_>1> = 859,5 · 10⁶ циклов, для колеса N_>2>= 214,9 · 10⁶ циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_>F0> = 4· 10⁶ для обоих колес.

Т.к. N_>1> > N_>F0> и N_>2> > N_>F0>, то коэффициенты долговечности K_>FL1>= 1 и K_>FL2> = 1.

б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_>F0>:

для шестерни []_>Fo1>= 310 Н/мм² , в предположении, что m<3 мм;

для колеса []_>Fo2> =1,03· HB_>2ср>=1,03 · 285,5 = 294 Н/мм²

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни []_>F1>= K_>FL1>· []_>Fo1>= 1 · 310 = 310 Н/мм²,

для колеса []_>F2>= K_>FL2>· []_>Fo2>= 1 · 294 = 294 Н/мм².

Т.к. передача реверсивная, то []_>F> уменьшаем на 25%: []_>F1>= 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм²; []_>F2>= 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм².

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1:

Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	D_>пред>	Термообработка	HB	1ср	[]_>H>	[]_>F>
S_>пред>	HB_>2ср>	Н/мм²
Шестерня	40Х	125	У	450	835	232,5
Колесо	40Х	80	У	285,5	580,9	220,5

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_>W>, мм:

Производим определение межосевого расстояния а_>W>, мм по формуле:

a_>w>= K_>нβ>K_>a>(U+1) ³√(T_>2>10³)/(_>a>U²[]²_>H>), (4.1)

где а) К_>а> — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_>а> = 43;

б) ψ_>a> = b_>2> / a_>w>— коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,32;

в) U — передаточное число редуктора (см. табл.2.4.);

г) Т_>2> — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н· м (см. табл.2.4.);

д) []_>Н> - допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, []_>Н>= 637,2 Н/мм²;

е) К_>Н> — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_>Н> = 1.

a_>w>= 43· ( 4 + 1)· ³√( 105400 / ( 0,32 · 4 ²· 637,2 ²)· 1 = 79,6 мм.

Полученное значение a_>w> округляем до 80 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

m ≥ 2 K_>m>T_>2>10³/(d_>2>b_>2>[]_>F>) ,(4.2)

где а) К_>m> — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_>m> = 5,8;

б) d_>2> = 2 a_>w>U / (U+1) ,(4.3)

где d_>2>— делительный диаметр колеса, мм;

d_>2>=2· 80 · 4 /( 4 +1)= 128 мм;

в) b_>2> = _>a>a_>W> — ширина венца колеса, мм:

b_>2> = 0,32 · 80 = 25,6 мм.

Полученное значение b_>2> округляем до 26 мм.

г) []_>F> — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []_>F> = 294 Н/мм²;

m = 2· 5,8 · 105,4 · 10³/( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм.

m = 1,5мм

3. Определяем угол наклона зубьев _>min> для косозубых передач:

_>min> = arcsin(3,5 m / b_>2>),(4.4)

_>min> = arcsin(3,5· 1,5 / 25,6) = 11,834 °

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

z_>> = z_>1> + z_>2> = 2 a_>w> cos _>min> / m,(4.5)

z_>> = 2· 80 · cos(11,834 °)/ 1,5 = 104,4

Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа:

z_>> = 104

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

 = arccos(z_>> m / (2 a_>w>)),(4.6)

 =arccos( 104 · 1,5/(2· 80) = 12,83857 °.

6. Определяем число зубьев шестерни:

z_>1> = z_>> / (U + 1),(4.7)

z_>1> = 104 / (4 + 1) ≈ 21.

7. Определяем число зубьев колеса:

z_>2> = z_>Σ> – z_>1> = 104 - 21 = 83

8. Определяем фактическое передаточное число U_>ф>:

U_>ф> = z_>2> / z_>1>,(4.8)

U_>ф> = 83 / 21 = 3,95.

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U:

U = |U_>ф> - U| / U · 100 % =|3,95 - 4| / 4 100 % =1,25 % ≤ 4 %.

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

a_>w> = (z_>1> + z_>2>) m / (2 cos ).(4.9)

Подставляя в (4.9) получаем:

a_>w> = (21 + 83) · 1,5/(2 · cos 12,83857 °) = 80 мм.

10. Основные геометрические параметры передачи представлены в табл. 4.1:

Таблица 4.1. Расчет основных геометрических параметров передачи.

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	делительный	d_>1> = m z_>1> / cos = = 2 · 21 / cos 12,83857 °= =32,31мм	d_>2> = m z_>2> / cos  = =2 · 83 / cos 12,83857 °= = 127,69мм
вершин зубьев	d_>a1> = d_>1> + 2 m = =32,31 + 2 · 1,5 = 35,31мм	d_>a2> = d_>2> + 2 m = =127,69 + 2 ·1,5 = 130,69
впадин зубьев	d_>f1> = d_>1> - 2,4 m = =32,31 - 2,4 · 1,5 = 28,71мм	d_>f2> = d_>2> - 2,4m = = 127,7 - 2,4 · 1,5= 124,09
Ширина венца, мм	b_>1> = b_>2> + (2..4) = 30мм	b_>2> = _>a>a_>W> = 26мм

4.2 Проверочный расчет

Проверяем межосевое расстояние:

a_>w> = (d_>1> +d_>2>)/2 = (32,31 + 127,69) / 2 ≈ 80 мм.(4.10)

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес: D_>заг>  D_>пред>; S_>заг>  S_>пред>. Диаметр заготовки шестерни

D_>заг> = d_>а1> + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.

Толщина диска заготовки колеса S_>заг> = b_>2> + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. D_>пред> = 125 мм, S_>пред> = 80 мм. 41,31<125 и 30 < 80, следовательно, условие выполняется.

13. Проверяем контактные напряжения σ_>н>, Н / мм²:

_>H> = K√F_>t>(U_>ф> + 1) K_>H>_>> K_>> K_>> / (d_>2> b_>2>) ≤ []_>H>.(4.11)

где а) К  вспомогательный коэффициент, равный 376;

б) F_>t> = 2 T_>2> 10³ / d_>2> - окружная сила в зацеплении, Н:

F_>t> = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;

в) К_>Н>  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_>Н> определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле

v = _>2> d_>2> /(2· 10³) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)

Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент К_>H> = 1,114 ;

г) К_>Hυ>  коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 .

Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:

_>H> = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм².

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_>F1> и колеса σ_>F2>, Н/мм²:

_>F2> = Y_>F2> Y_>> F_>t> K_>F>_>> K_>F>_>> K_>Fv>/ ( b_>2> m ) ≤ []_>F2> ,(4.13)

_>F1> = _>F2> Y_>F1> / Y_>F2> ≤ []_>F1> ,(4,14)

где a) m — модуль зацепления, мм; b_>2> — ширина зубчатого венца колеса, мм; F_>t> — окружная сила в зацеплении, Н;

б) K_>Fa> — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_>Fa> зависит от степени точности передачи. К_>Fa> = 1;

в) К_>F> — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_>F> = 1;

г) К_>F> — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;

д) Y_>F1> и Y_>F2> — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

z_>v>_>1> = z_>1> / cos³ 21 / 0,92686 = 22,7 (4.15)

и колеса

z_>v>_>2> = z_>2> / cos² 83 / 0,92686 = 89,5 (4.16)

где  — угол наклона зубьев;

Y_>F1> = 3,959 и Y_>F2> = 3,600;

е) Y_>> = 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ж) []_>F1> и []_>F2> — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Подставив все значения в формулы (4.13 - 4.14), получим:

_>F2> = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ _>F2>

_>F1> = 146,46 · 3,959 / 3,60 = 161 ≤ _>F1>

15. Составим табличный ответ к задаче 4:

Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Межосевое расстояние a_>w>	80	Угол наклона зубьев 	12,83857
Mодуль зацепления m	1,5	Диаметр делительной окружности:
Ширина зубчатого венца:
шестерни b_>1>	30	шестерни d_>1>	32,31
колеса b_>2>	26	колеса d_>2>	127,69
Число зубьев:		Диаметр окружности вершин:
шестерни z_>1>	21	шестерни d_>a1>	35,31
колеса z_>2>	83	колеса d_>a2>	130,69
Вид зубьев	косые	Диаметр окружности впадин:
шестерни d_>f1>	28,71
колеса d_>f2>	124,09
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечание
Контактные напряжения _>H>, Н/мм²	637,2	629,4	Недогрузка 1,22%
Напряжения изгиба, Н/мм²	_>F1>	232,5	161	Недогрузка 30%
_>F2>	220,5	146,46	Недогрузка 33,5%

Задача 5. Расчет открытой передачи

5.1 Расчет открытой цепной передачи

1. Определяем шаг цепи р, мм:

p = 2,8_>>³√T_>1>10³K_>э>/(v_>>z_>1>[p_>ц>]) , (5.1)

где а) Т_>1> - вращающий момент на ведущей звездочке,Т_>1> = 105,4 Н· м;

б) К_>э> — коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:

К_>э>= К_>д>К_>с>К_>>К_>рег>К_>р>(5.2)

где К_>д> — коэффициент динамичности нагрузки, К_>д> = 1;

К_>с> — коэффициент, учитывающий способ смазывания, К_>с> = 1;

K_>>— коэффициент угла наклона линии центров шкивов к горизонту, C_>> = 1;

K_>рег> — коэффициент, учитывающий способ регулировки межосевого расстояния, К_>рег> = 1;

K_>р> — коэффициент, учитывающий режим работы, К_>р> = 1,25;

К_>э> = 1 · 1 · 1 · 1 · 1,25 = 1,25

в) z_>1>- число зубьев ведущей звездочки

z_>1> = 29 - 2u, (5.3)

где u — передаточное число цепной передачи, u = 3,4;

z_>1> = 29 - 2 · 3,4 = 22,2.

Полученное значение округляем до целого нечетного числа (z_>1>= 23 ), что в сочетании с нечетным числом зубьев ведомой звездочки z_>2> и четным числом звеньев цепи l_>p> обеспечит более равномерное изнашивание зубьев и шарниров;

г) [p_>ц>] — допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм², зависит от частоты вращения ведущей звездочки и ожидаемого шага цепи, который принимается равным из промежутка р = 19,05..25,4 мм. Учитывая это получаем [p_>ц>] = 25,5 Н/мм²;

д)  — число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР = 1;

p = 2,8_>>³√ 105,4 · 1000 · 1,25 /(1 · 23 · 25,5) = 17,02 мм,

Полученное значение шага р округляем до ближайшего стандартного

р = 19,05 мм.

2. Определим число зубьев ведомой звездочки z_>2>:

z_>2> = z_>1>u , (5.4)

z_>2> = 23 · 3,4 = 78,2,

Полученное значение z_>2> округляем до целого нечетного числа (z_>2>= 79 ). Для предотвращения соскакивания цепи максимальное число зубьев ведомой звездочки ограничено: z_>2>  120.

3. Определим фактическое передаточное число u_>ф> и проверим его отклонение u:

u_>ф> = z_>2> / z_>1>,_>>(5.5)

u = |u_>ф> –u| /u· 100% . (5.6)

Подставляя в значения в формулы (5.5 - 5.6), получим

u_>ф>= 75 / 23 = 3,43;

u = |3,43 - 3,4|/3,4 · 100% = 1 % ≤ 4 %.

4. Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм:

Из условия долговечности цепи а = (30...50) р = 40 · 19,05 = 762 мм,

где р — стандартный шаг цепи.

Тогда а_>р>= а/р = 30...50 = 40 — межосевое расстояние в шагах, мм.

5. Определяем число звеньев цепи l_>р>:

l_>p> = 2 a_>p> + (z_>2> + z_>1>) / 2 + [(z_>2> - z_>1>) / 2]² / a_>p>, (5.7)

l_>p> = 2 · 40 + (102) / 2 + [(79 - 23) / (2 · 3,14)] ² / 40 = 133.

Полученное значение l_>p> округляем до целого четного числа (l_>p>=132).

6. Уточняем межосевое расстояние а_>р> в шагах:

a_>p> = 0,25 {l_>p> - 0,5(z_>2> + z_>1>) + √[l_>p> - 0,5(z_>2> + z_>1>)]² - 8[(z_>2> - z_>1>) / (2 )]²}, (5.8)

a_>p> = 0,25 · { 132 - 0,5 · (102) + √[132 - 0,5 · (102)] ² - 8 · [( 79 - 23) / (2 · 3,14)] ²} = =39,5

7. Определяем фактическое межосевое расстояние а, мм:

а = а_>р>р , (5.9)

a = 39,5 · 19,05 = 752,5 мм.

Значение а не округляем до целого числа. Так как ведомая (свободная) ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть и возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005а. Таким образом, монтажное межосевое расстояние а_>м> = 0,995а.

8. Определяем длину цепи l, мм:

l = l_>р>p , (5.10)

l = 132 · 19,05 = 2514,6 мм.

Полученное значение l не округляют.

9. Определяем диаметры звездочек, мм.

Диаметр делительной окружности ведущей звездочки d_>∂1>, мм:

d_>∂1>= p /sin(180°/ z_>1>), (5.11)

d_>∂1> = 19,05 / sin(180 /23) = 140 мм;

диаметр делительной окружности ведомой звездочки d_>∂2>, мм:

d_>∂2>= p /sin(180°/ z_>2>), (5.12)

d_>∂2> = 19,05 / sin(180 /79) = 480 мм;

диаметр окружности выступов ведущей звездочки D_>e1>, мм:

D_>e1> = p(K + K_>z1> - 0,31 / ), (5.13)

диаметр окружности выступов ведомой звездочки D_>e2>, мм:

D_>e2> = p(K + K_>z2> - 0,31 / ), (5.14)

где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба; K_>z> — коэффициент числа зубьев:

K_>z1>= ctg(180°/z_>1>) = ctg( 180°/23) = 7,28 — ведущей звездочки,

K_>z2> = ctg(180°/z_>2>) = ctg(180°/ 79) = 25,14 — ведомой звездочки;

 = р / d_>1> — геометрическая характеристика зацепления (здесь d_>1> — диаметр ролика шарнира цепи), =19,05 / 5,94 = 3,21

Подставив значения в формулы (5.13 - 5.14), получим

D_>e>_>1> = 19,05 · (0,7 + 7,28 - 0,31/3,21) = 150,2 мм,

D_>e>_>2> = 19,05 · (0,7 + 25,14 - 0,31/3,21) = 490,4 мм,

диаметр окружности впадин ведущей звездочки D_>i1>:

D_>i1> = d_>∂>_>1> - (d_>1> - 0,175 √ d_>∂>_>1>) , (5.15)

D_>i1> = 140 - (5,94 - 0,175· √140) = 136,1 мм,

диаметр окружности впадин ведомой звездочки D_>i2>:

D_>i2> = d_>∂>_>2> - (d_>1> - 0,175 √ d_>∂>_>2>) , (5.16)

D_>i2> = 480 - (5,94 - 0,175· √480) = 477,9 мм

Проверочный расчет

10. Проверяем частоту вращения меньшей звездочки n_>1> об/мин:

n_>1> [n]_>1>, (5.17)

где n_>1> — частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин (на этом валу расположена меньшая звездочка);

[n]_>1> = 15000 / p = 15000 / 19,05 = 787,4 об/мин — допускаемая частота вращения.

239 ≤ 787,4 .

11. Проверяем число ударов цепи о зубья звёздочек U, c^-1:

U [U], (5.18)

где U = 4 z_>1>n_>1>/ (60 l_>p>) = 4 · 23 · 239 / (60 · 132) = 2,78 c^-1— расчетное число ударов цепи;

[U] = 508 / p = 508 / 19,05 = 26,667 c^-1 —допускаемое число ударов.

2,78 ≤ 26,667 .

12. Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:

23 · 19,05 · 239 /60000 = 1,74 м/с. (5.19)

13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью F_>t>, Н:

F_>t>= Р_>1>· 10³/v , (5.20)

где Р_>1> — мощность на ведущей звездочке кВт; v, м/с .

F_>t> = 2,63 · 1000/1,74 = 1511,5 H.

14. Проверяем давление в шарнирах цепи p_>ц>, Н/мм²:

p_>ц> = F_>t>K_>э>/ A < [p_>ц>], (5.21)

а) А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм²:

A = d_>1>b_>3>, (5.22)

где d_>1> и b_>3> — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм;

б) допускаемое давление в шарнирах цепи [р_>ц> ] уточняют соответствии с фактической скоростью цепи v м/с. [р_>ц> ] = 25,5 Н/мм²

А = 5,94 · 12,7 = 75,4 мм²,

p_>ц> = 1511,5 · 1,25 / 75,4 = 25 Н/мм² ≤ 25,5 Н/мм²

15. Проверяем прочность цепи. Прочность цепи удовлетворяется соотношением S[S], где [S] — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S—расчетный коэффициент запаса прочности,

S = F_>p> / (F_>t> K_>д> + F_>0> + F_>>) , (5.23)

где a) F_>p> – разрушающая нагрузка цепи, Н, зависит от шага цепи р, F_>p> = 31800 H;

б) F_>t>– окружная сила, передаваемая цепью, Н; К_>д>– коэффициент, учитывающий характер нагрузки

в)F_>o> — предварительное натяжение цепи от провисания; ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н,

F_>o>_>>= K_>f>_>>q a g, (5.24)

где К_>f> =3 – коэффициент провисания; a – межосевое расстояние, м; q = 1,9 – масса 1 м цепи, кг/м; g =9,81 м/с² – ускорение свободного падения.

г) F_>> — натяжение цепи от центробежных сил, Н; F_>> = q v² ,

где v — фактическая скорость цепи, м/с.

F_>> = 1,9 · 1,74 ² = 5,75 Н,

F_>o>_>>= 3 · 1,9 · 0,7525 · 9,81 = 42,01 H,

S = 31800 / (1511,5 · 1 + 42,01 +5,75) = 20,4

[S] = 8,156; 20,4 ≥ 8,156 - зн. условие выполняется.

16. Определение силы давления цепи на вал F_>оп>, Н:

F_>оп>= k_>в>F_>t>+ 2F_>o>, (5.25)

где k_>в> = 1,05 – коэффициент нагрузки вала,

F_>оп> = 1,05 · 1511,5 + 2 · 42,01 = 1671,2 H.

Таблица 5.1 Параметры цепной передачи, мм

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип цепи	ПР-19,05-3180	Диаметр делительной окружности звездочек:
Шаг цепи р	19,05	ведущей d_>∂>_>1>	140
Межосевое расстояние а	752,5	ведомой d_>∂>_>2>	480
Длина цепи l	2514,6	Диаметр окружности выступов звездочек :
Число звеньев l_>t>	132	ведущей D_>e1>	150,2
Число зубьев звездочки:		ведомой D_>e2>	490,4
ведущей z_>1>	23	Диаметр окружности впадин звездочек
ведомой z_>2>	79	ведущей D_>i1>	136,1
Сила давления цепи на вал F_>оп>, H	1671,2	ведомой_>>D_>i2>	477,9
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки n_>1>, об/мин	787	239	Недогрузка 70%
Число ударов цепи U	27	3	Недогрузка 88,8%
Коэффициент запаса прочности s	8,156	20,4	-
Давление в шарнирах р_>ц>, Н / мм²	25,5	25	Недогрузка 2%

Задача 6. Нагрузки валов редуктора

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 передач и муфт.

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

Значения сил приведены в табл. 6.1.

Таблица 6.1 Силы в зацеплении закрытой передачи

Силы в зацеплении	Значение силы, Н
на шестерне	на колесе
Окружная	F_>t1> = F_>t2> = 1650,8 H	F_>t2> = 2 T_>2> · 10³/d_>2> = =2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,8 H
Радиальная	F_>r1> = F_>r2> = 616,2 H	F_>r2> = F_>t2> tg  / cos  = =1650,8 · tg20 / cos 12,83857 = 616,2 H
Осевая	F_>a1> = F_>a2> = 376,2 H	F_>a2> = F_>t2> tg  = =1650,8 · tg 12,83857 = 376,2 H

6.2 Определение консольных сил

Значения консольных сил приведены в табл. 6.2.

Таблица 6.2 Консольные силы

Вид открытой

передачи

Характер силы

Значение силы,Н

цепная

передача

Радиальная

F_>оп> = [kв] F + 2 F0 =1671,2 Н

муфта

Радиальная

Fм1 = 50√Т1..125√Т1 =1000 Н

Задача 7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора

Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость.

Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

7.1 Выбор материала валов

В проектируемых редукторах рекомендуется применять термически обработанные среднеуглеродистые и легированные стали 45, 40Х. В качестве материала применяем термически обработанную сталь 40Х со следующими механическими характеристиками:

	_>В>	_>-l>	_>F>
Н / мм²
Шестерня	900	410	232,5
Колесо	900	410	220,5

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета опускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [t]_>к> = 10...20 Н/мм².

При этом меньшие значения [t]_>к> — для быстроходных валов, большие — для тихоходных.

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Определяем расчетные ориентировочные геометрические размеры каждой ступени вала, мм.

Результаты вычислений представлены в табл. 7.1.

Таблица 7.1 Определение размеров ступеней валов одноступенчатого редуктора

Ступень вала	Вал-шестерня цилиндрическая	Вал колеса
1-я	d_>1> = ³√(M_>k> · 10³ / 0,2[t]_>k>) = =³√(27300/(0,2 · 15) = 20 мм	d_>1> = ³√(M_>k> · 10³ / 0,2[t]_>k>) = = ³√(105400/(0,2 · 20) = 30 мм
под элемент открытой передачи или полумуфту	l_>1> = 1,5 · d_>1> = 30 мм	l_>1> = 1,3 · d_>1> = 40 мм
2-я	d_>2> = d_>1> + 2t = =20 + 2 · 2,2 = 24,4≈ 25мм	d_>2> = d_>1> + 2t = = 30 + 2 · 2,2 = 34,4 ≈ 35 мм
под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	l_>2> = 1,5 d_>2> = 1,5 · 25 = = 36 мм	l_>2> = 1,25 d_>2> = 1,25 · 35 = 44 мм
3-я	d_>3> = d_>2> + 3,2r = =25 + 3,2 · 1,6 = 30 мм d_>3> =28 мм	d_>3> = d_>2> + 3,2r = 35 + 3,2 · 2,5 = =42 мм
под шестерню, колесо	l_>3> – определяем графически на эскизной компоновке
4-я	d_>4> = d_>2> = 25мм	d_>4> = d_>2> = 35 мм
под подшипник	l_>4> = 28 мм	l_>4> = 34 мм

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

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. По табл. 7.2 /1/ выбираем подшипники для валов.

Для быстроходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники типа 7205 со схемой установки 3 (враспор).

Для тихоходного вала выбираем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии типа 7207 со схемой установки 3 (враспор).

7.5 Эскизная компоновка редуктора

Составляем после вычерчивания эскизной компоновки табличный ответ к задаче (см. табл. 7.2).

Таблица 7.2 Параметры ступеней валов и подшипников

Вал	Размеры ступеней, мм	Подшипники
d_>1>	d_>2>	d_>3>	d_>4>	Типо-раз-мер	dxDxB(Т), мм	Динамическая грузо- подъем- ность С_>r>, кН	Статическая грузо- подъем- ность С_>0r>, кН
l_>1>	l_>2>	l_>3>	l_>4>
Б	20	25	28	25	7205	25x52x16,5	23,9	17,9
30	36	68	28
Т	30	35	42	34	7207	35x72x18,5	35,2	26,3
40	44	68	34

Задача 8. Проверочный расчет подшипников

Проверочный расчет предварительно выбранных в задаче 7 подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного валов. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности С_>rр>, Н, с базовой С_>r>, Н, или базовой долговечности L_>10h>, ч, (L_>10>, млн. оборотов), с требуемой L_>h>, ч, по условиям:

C_>rp>≤ C_>r> и L_>10h> ≥ L_>h>.

Базовая динамическая грузоподъемность подшипника С_>r> представляет собой постоянную радиальную нагрузку, которую подшипник может воспринять при базовой долговечности L_>10h>, составляющей 10⁶ оборотов внутреннего кольца.

8.1 Определение пригодности подшипников на быстроходном валу

Проверить пригодность подшипника 7205 быстроходного вала.

Осевая сила в зацеплении F_>a>= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

R_>r>_>1>= 856,3 H; R_>r>_>2>= 912,2 H.

Характеристика подшипников: С_>r>= 23,9 кН; С_>0>_>r>= 17,9 кН; Х=0,40, V=1,0 , К_>б>=1,1, К_>T>=1. Требуемая долговечность подшипников L_>h>= 15 ∙10³ ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

R_>s>_>1>=0,83еR_>r>_>1>=0,83·0,36·856,3=255,86 Н

R_>s>_>2>=0,83еR_>r>_>2> =0,83·0,36·912,2=272,56 Н

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

Так как R_>s>_>1>< R_>s>_>2> и F_>a> > R_>s>_>2>- R_>s>_>1> , то R_>а1> = R_>s>_>1>=255,86 Н,

R_>а2>= R_>а1>+ F_>a> =255,86 +376,2=632 Н

3. Определяем соотношения:

R_>a>_>1>/(VR_>r>_>1>) =255,86/(1· 856,3) =0,29

R_>a>_>2>/(VR_>r>_>2>) = 632 / (1 · 912,2) = 0,69

4. По соотношениям R_>a>_>1>/(VR_>r>_>1>)<е и R_>a>_>2>/(VR_>r>_>2>)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_>Е>

R_>E>_>1>=VR_>r>_>1>К_>б>К_>Т> =1 ·856,3· 1,1·1=942 Н

R_>E>_>2> = (X V R_>r>_>2> + Y R_>а2>) K_>б> K_>т> =(0,4 · 1 · 912,2 + 1,67 · 632) · 1,1 · 1 = 1562Н

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

С_>rp> = R_>E2>^m√60 · n · L_>h>/( а_>1>·10⁶ · а_>23>)= 1562 · ^3,33√60 · 955 · 15· 10³/( 0,7· 10⁶)= =13217,5 H < С_>r> =23900 H — подшипник пригоден.

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L_>10h> = (а_>1>·10⁶ · а_>23> /(60· n)) · (С_>r> / R_>E>_>2>)^3,33 = 10⁶· 0,7·( 23900 / 1562) ^3,33 / (955 · 60) = =10⁵> 15000 ч. — подшипник пригоден.

8.2 Определение пригодности подшипников на тихоходном валу.

Проверить пригодность подшипника 7207 тихоходного вала.

Осевая сила в зацеплении F_>a>= 376,2 Н. Реакции в подшипниках

R_>r>_>1>= 1019,5 H; R_>r>_>2>= 4102,5 H.

Характеристика подшипников: С_>r>= 35,2 кН; С_>0>_>r>= 26,3 кН; Х=0,40, V=1,0 , К_>б>=1,1, К_>T>=1. Требуемая долговечность подшипников L_>h>= 15 ∙10³ ч.

1. Определяем составляющие радиальных реакций:

R_>s>_>1>=0,83еR_>r>_>1>=0,83·0,36·1019,5=313 Н

R_>s>_>2>=0,83еR_>r>_>2> =0,83·0,36·4102,5=1260 Н

2.Определяем осевые нагрузки подшипников

Так как R_>s>_>1>< R_>s>_>2> , то R_>а1> = R_>s>_>1>=313 Н,

R_>а2>= R_>а1>+ F_>a> =313 +376,2=689,2 Н

3. Определяем соотношения:

R_>a>_>1>/(VR_>r>_>1>) =313/(1· 4102,5) =0,076

R_>a>_>2>/(VR_>r>_>2>) = 689,2 / (1 · 1019,5) = 0,67

4. По соотношениям R_>a>_>1>/(VR_>r>_>1>)<е и R_>a>_>2>/(VR_>r>_>2>)>е выбираем соответствующие формулы для определения R_>Е>

R_>E>_>1>=VR_>r>_>1>К_>б>К_>Т> =1 ·1019,5· 1,1·1=1121 Н

R_>E>_>2> = (X V R_>r>_>2> + Y R_>а2>) K_>б> K_>т> =(0,4 · 1 · 4102,5 + 1,62 · 689,2) · 1,1 · 1 = =3033,3Н

5. Производим расчет динамической грузоподъемности по формуле:

С_>rp> = R_>E2>^m√60 · n · L_>h>/( а_>1>·10⁶ · а_>23>)= 3033,3 · ^3,33√60 · 239 · 15· 10³ /( 0,7· 10⁶ )= =16940 H < С_>r> =35200 H — подшипник пригоден.

6. Рассчитываем долговечность подшипника:

L_>10h> = (а_>1>·10⁶ · а_>23> /(60· n)) · (С_>r> / R_>E>_>2>)^3,33 = 10⁶· 0,7·( 35200 / 3033,3) ^3,33 / (239 · 60) = =171·10³> 15000 ч. — подшипник пригоден.

Таблица 8.1Основные размеры и эксплуатационные характеристики подшипников

Вал	Подшипник	Размеры dDВ, мм	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
принят предварительно	выбран окончательно	С_>rp>	C_>r>	L_>10h>	L_>h>
Б	7205	7205	25x52x16,5	13217,5	23900	100000	15000
Т	7207	7207	35x72x18,5	16940	35200	171000	15000

Задача 9. Конструктивная компоновка привода

9.1 Конструирование зубчатого колеса

В проектируемом приводе зубчатое колесо редуктора изготавливаем ковкой. Ступицу колеса располагаем симметрично относительно обода.

Определяем параметры обода зубчатого колеса, приведенные в таблице 10.1:

Таблица 9.1 Параметры зубчатого колеса

Элемент колеса	Параметр	Значение, мм
Обод	Диаметр	d_>a> = 130
Толщина	S = 2,2 m + 0,05 b_>2> = = 2,2 ∙ 1,5 + 0,05 ∙ 26= 4,6=5
Ширина	b_>2> = 26
Ступица	Диаметр внутренний	d = d_>3> =42
Диаметр внешний	d_>ст>= 1,55 d = 1,55 ∙ 42 = 65
Толщина	d_>ст> ≈ 0,3 d = 0,3 ∙ 42 = 13
Длина	l_>ст> = 1,2· d = 1,2∙ 42 = 50
Диск	Толщина	C = 0,5(S + d_>ст>) = = 0,5 (5 + 13) = 9
Радиус закруглений и уклон	R≥6°, g≥7°

9.2 Конструирование валов

Из-за небольших размеров редуктора и очень малых погрешностей при расчете валов в задаче 7, размеры валов не изменились.

9.3 Конструирование подшипниковых узлов

Обе опоры конструируются одинаково, каждый подшипник предотвращает движение вала в одну сторону.

Достоинства:

1. Возможность регулировки подшипников;

2. Простота конструкции опор;

Недостатки:

1. Вероятность защемления тел качения;

2. Более жесткие допуски на размеры.

Но все-таки данная схема установки (враспор) наиболее распространена и предпочтительна.

9.4 Конструирование корпуса редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил возникающих, в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передаче. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов литье из серого чугуна (например, СЧ 15).

Форма корпуса определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Габаритные размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.

Толщина стенок корпуса редуктора и ребер жесткости принимаются одинаковыми:

δ=1,8(Т_>2>)¼=1,8(105,4)¼= 6мм

Толщину стенки принимаем равной 7 мм (_>min>=6).

9.5 Смазывание. Смазочные устройства

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяется в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

9.5.1 Смазывание зубчатого зацепления

а) Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом.

б) Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях _>н> и фактической окружной скорости колес υ. В проектируемом редукторе применяем для смазки смазочное масло И-Г-С-100.

в) Определение количества масла. Объем масляной ванны V_>м> определяем из расчета ~0,5 ... 0,8 л масла на 1кВт передаваемой мощности: V_>м>=(0,4..0,8)∙2,8≈2,24 дм³.

Необходимое количество масла примем равным 4 л.

г) Определение уровня масла. Определяется по формуле:

h_>м>=(0,1…0,5)d_>1>=3мм

д) Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе, контролируется круглым маслоуказателем в стенке корпуса редуктора.

е) Слив масла. Для слива масла в корпусе предусматривается сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой .

9.5.2 Смазывание подшипников

Смазывание подшипников качения в проектируемом приводе производится жидкими материалами из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам.

Задача 10. Проверочные расчеты

10.1 Проверочный расчет шпонок

Призматическая шпонка тихоходного вала под колесом подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 12x8x34.

Условие прочности на смятие:

_>см> = 2Т_>>/( A_>см> · d) ≤ [_>см>], (11.1)

где Т — крутящий момент на тихоходном валу ; А_>см> – площадь смятия;

А_>см>= (0,94 h - t_>1>) l_>р>, (11.2)

где l_>р> = l – b = 34 – 12 = 22 мм – рабочая длина шпонки; t_>1>= 5 мм; h = 8 мм;

А_>см>= (0,94 · 8 – 5) · 22 = 55,44 мм²,

_>см> = 2 · 105,4 · 10³/ (40 · 55,44) = 95 Н/мм² ≤ []_>см> = 190 Н/мм²

Призматическая шпонка выходного конца тихоходного вала также подлежит проверке на смятие.

Параметры шпонки: 10x8x26.

l_>р> = l – b = 26 – 10 = 16 мм; t_>1>= 5 мм; h = 8 мм;

А_>см>= (0,94 · 8 – 5) · 16 = 40,32 мм²,

σ_>см> = 2 · 105,4 · 10³/ (30 · 40,32) = 174,3 Н/мм² ≤ [σ]_>см> = 190 Н/мм²

10.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов

Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения _>экв>, Н/мм²:

_>экв> = 1,3 F_>p> / A ≤ [], (11.3)

где F_>p> — расчетная сила затяжки винтов, обеспечивающая нераскрытие стыка под нагрузкой, Н,

F_>p> = [К_>з> (1 - х) + х] F_>в>, (11.4)

F_>в> = 0,5; R_>y>= 0,5 · 2804,5 = 1402,25 Н — сила, воспринимаемая одним стяжным винтом, Н, где R_>y> — большая из реакций в вертикальной плоскости в опорах подшипников тихоходного вала, Н.

х — коэффициент основной нагрузки, х = 0,27;

К_>з> — коэффициент затяжки, К_>з> = 1,5;

F_>p> = [1,5 · (1 - 0,27) + 0,27] · 1402,25 = 1914,07 H;

A — площадь опасного сечения винта, мм²:

А =  d_>p>² / 4, (11.5)

d_>p> ≈ d_>2> - 0,94 p — расчетный диаметр винта; р — шаг резьбы, р = 1,75мм; d_>2> — наружный диаметр винта, d_>2> = 12 мм.

d_>p> ≈ 12 - 0,94 · 1,75 = 10,355 мм,

А = 3,14 · 10,355² / 4 = 84,17 мм².

[] — допускаемое напряжение при неконтролируемой затяжке, [] = 0,25 · _>> = 0,25· 300 = 75 H/мм².

_>экв> = 1,3 ·1914,07 / 84,17 = 30 ≤ 75 H/мм²

10.3 Проверочный расчет валов

Проверочный расчет валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и растяжения.

Условие прочности:

S ≥ [S], (11.6)

где [S]= 1,5 — допускаемое значение коэффициента запаса прочности.

1. Определим напряжения в опасных сечениях быстроходного вала:

_>а> = М·10³/ W_>нетто>, (11.7)

_>a> = М_>кр>·10³/ (2·W_>ρнeтто> ), (11.8)

где — _>a> и _>a> амплитуда напряжения и цикла соответственно;

М — суммарный изгибающий момент в рассматриваемом опaсном сечении,

Н · м;

М_>кр> — крутящий момент, Н · м;

W_>нетто> — осевой момент сопротивления сечения вала, мм³;

Wρ_>нетто> — полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³;

_>а> = 70,7· 1000 / 2195,2 = 32,2 Н / мм²,

_>a> = 3 Н / мм².

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

(K_>>)_>D> = K_>> / K_>d> + K_>F> – 1, (11.9)

(K_>>)_>D>_>>= K_>> / K_>d> + K_>F> – 1, (11.10)

где К_>> и K_>> — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

K_>d> — коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

К_>F> — коэффициент влияния шероховатости;

(K_>>)_>D> = 1,65 / 0,73 + 1, 5 - 1 = 2,76

(K_>>)_>D>_>>= 1,45/ 0,73 + 1,5 - 1 = 2,49

3. Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н / мм²:

(_>-1>)_>D>=  _>-1> / (K)_>D>= 410 / 2,76 = 148,55 Н / мм²,

( _>-1>)_>D> =  _>-1> / (K)_>D> = 0,58  _>-1> / (K_>>)_>D>= 0,58 · 410 / 2,49 = 95,5 Н / мм²,

где —  _>-1> и _>-1> пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм².

4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 148,55 / 32,2 = 4,61,

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 95,5 / 3 = 31,83.

5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s_>> s_>> /√s_>>² + s_>>² = 4,61 · 31,83 / √4,61 ² + 31,83 ² = 4,56 ≥ [S] = 1,5.

6. Рассмотрим опасное сечение на 2-й ступени быстроходного вала

_>а> = 70,7·_>>1000 / 1562,5 = 45,25 Н / мм²,

_>a> = 70,7·_>>1000 / (2·0,2·15625) = 11,3 Н / мм².

7. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 148,55 / 45,25 = 3,28,

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 95,5 / 11,3 = 8,45.

8. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s_>> s_>> /√s_>>² + s_>>² = 3,28·8,45 / √3,28 ² + 8,45 ² = 3,06 ≥ [S] = 1,5.

9. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала:

_>а> = 102 · 1000 / 0,1 · 74088 = 13,8 Н / мм²,

_>a> = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 74088) = 3,5 Н / мм².

10. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 148,55 / 13,8 = 10,76

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 95,5 / 3,5 = 27,3

11. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s_>> s_>> /√s_>>² + s_>>² = 10,76 · 27,3 / √10,76 ² + 27,3 ² = 10 ≥ [S] = 1,5.

12. Определим напряжения в опасных сечениях тихоходного вала на 2-й ступени:

_>а> = 102 · 1000 / 4287,5 = 23,8 Н / мм²,

_>a> = 104,8 · 1000 / (2 · 0,2 · 42875 ) = 6,1 Н / мм².

13. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 148,55 / 23,8 = 6,24

s_>> = (_>-1>)_>D> / _>a> = 95,5 / 6,1 = 15,65

14. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

s = s_>> s_>> /√s_>>² + s_>>² = 6,24 · 15,65 / √6,24 ² + 15,65 ² = 5,8 ≥ [S] = 1,5.

Таблица 10.1 Результаты проверочных расчетов

Детали	Напряжение, Н/мм²	Детали	Коэффициент запаса прочности
расчетное 	допускаемое []	pасчетный s	допуска-емый s
Шпонки	Т	174,3	190	Вал	Б	4,56	1,5
Т	95	190	Б	3,06	1,5
Стяжные винты	30	75	Т	10	1,5
Т	5,8	1,5

Задача 11. Технический уровень редуктора

Технический уровень целесообразно оценивать количественным параметром, отражающим отношение затраченных средств и полученного результата. «Результатом» является вращающий момент Т_>2>, Н·м. Мерой затраченных средств является масса редуктора m, кг.

11.1 Определение массы редуктора

Масса редуктора определяется по формуле:

m = φ∙r ∙V·10^-9, (12.1)

где φ – определяем по графику 12.1 [1, с.263] (φ = 0,465);

r — плотность чугуна (r = 7400 кг/м³);

V – условный объем редуктора:

V = LxBxH = 258x170x197 = 8640420 мм³.

m = 0,465∙7400∙8640420∙10 ^-9 = 29,7 кг.

11.2 Определение критерия технического уровня редуктора

 = m / T_>2>, (12.2)

где Т_>2> – вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н·м.

 = 29,7 / 105,4 = 0,282

Полученные данные представляем в виде табл. 12.1.

Таблица 11.1 Технический уровень редуктора

Тип редуктора

Масса m, кг

Момент

Т_>2>, Н·м

Критерий



Вывод

Цилиндрический

29,7

105,4

0,282

Технический уровень

низкий; редуктор морально

устарел

Литература

Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. М., 1991
Иванов М.Н. Детали машин. М., 1984