Привод цепного конвейера (работа 3)

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные:

Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Р>вых>. = FtּV, (1.1)

где Р>вых>.- потребляемая мощность привода, кВт

Р>вых> = 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт

1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя

Р>э> = Р>вых> / ף>об,> (1.2)

где Р>э> - потребляемая мощность электродвигателя;

ף>об> – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

ף>об>= ף>ц.п> ּ ף>к.п> ּ ף>м>, ּ ף>м> (1.3)

где ף>ц.п> – КПД цилиндрической передачи, ף>ц.п>=0,96 – 0,98;

ף>ц.п> – КПД конической передачи, ף>ц.п>=0,95 – 0,97;

ף>м> – КПД муфты, ף>м>=0,98.

ף>об>= 0,97•0,96•0,982 = 0,89

Р>э> =0,75/0,89=0,84 кВт

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

n>э>= n>в>ּ u>1>ּu>2>ּ …(1.4)

где u>1>, u>2> - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

n>в >- частота вращения приводного вала, мин.-1

n>э> – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

, (1.5)

мин-1

Принимаем значения передаточных чисел:

U>б>= 2,5- 5 U>т>=2-5

n>э>=504,54=900 мин.-1

По найденным значениям Р>э> и n>э> выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84

P>э> = 1,1 кВт,n>э> = 695 об./мин.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

U>общ>= n>э>/ n>в >(1.6)

где n>э >- номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

U>общ>= 695/50= 13,9

U>ред>= U>общ> (1.7)

U>ред>= 13,9

Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.

, (1.8)

где U>т> – передаточное число тихоходной ступени.

Из стандартного ряда чисел принимаем U>т>=4 по СТСЭВ 229-75

U>б>=U>ред>/U>т>, (1.9)

где U>б> – передаточное число быстроходной ступени

U>б>=13,9/4=3,48

Из стандартного ряда чисел принимаем U>б>=3,55 по СТСЭВ 229-75

1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P>1> = P>э> ּ ף>м>, (1.10)

где P>1> – мощность на первом валу, кВт;

ף>м> – КПД муфты

P>1> = 1,10,98=1,08 кВт

P>2> = P>1> ּ ף>к.п.>, (1.11)

где P>2> – мощность на втором валу, кВт;

ף>к.п.> – КПД конической передачи

P>2> = 1,080,96=1,05 кВт

P>3> = P>2> ּ ף>ц.п.>, (1.12)

где P>3> – мощность на третьем валу, кВт;

ף>ц.п.> – КПД цилиндрической передачи

P>3> = 1,05·0,97=1 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n>1> = n>э >= 695 мин-1 (1.13)

n>i>=n>i-1>/U>i>, (1.14)

где n>i>, n>i-1> – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1

n>2> = n>1> /u>б>, (1.15)

где u>б> – передаточное число быстроходной ступени.

n>2> = 695/3,55=195,77 мин-1

n>3> = n>2> /u>т>, (1.16)

где u>т> – передаточное число тихоходной ступени.

n>3> = 195,77/4=48,94 мин-1

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

T>i> =, Н ּ м(1.17)

где T>i> - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Р>i> - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1

T>1> = 9550 ּ P>1>/n>1> = 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T>2> = 9550 ּ P>2>/n>2> = 9550 ּ 1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T>3> = 9550 ּ P>3>/n>3> = 9550 ּ 1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

Валы

Мощности на валах, кВт

Частоты вращения валов, мин-1

Крутящие моменты на валах, Н ּ м

Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

U>б>=3,55

U>т>=4

2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т>1>=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т>2>=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n>1 >=195,77 мин-1;

Частота вращения колеса n>2 >=48,94 мин-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования К>С> =0,29;

Коэффициент годового использования К>Г> =0,8.

2.2 Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.

    1. Определение допускаемых напряжений

2.3.1 Определение срока службы передачи

(2.1)

где t>Σ> – срок службы передачи, час.

t>Σ>=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность

, (2.2)

где - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

z>N >– коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]>но >определяется по формуле:

(2.3)

где σ>Hlim> - длительный предел контактной выносливости, МПа;

Z>R> - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, Z>R>= 1;

Z>V> - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

Z>V> = 1;

S>H> - коэффициент запаса прочности, S>H> =1,3 – при однородной структуре материала;

S>H> =1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности Z>N> определяется по формуле:

(2.4)

где N>HO >- базовое число циклов нагружения;

N>HE >- эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения N>HO> принимается равным:

(2.5)

Если N>НО> получится больше 12·107, то принимают 12·107.

Когда твёрдость задана в HRC, то

(2.6)

Эквивалентное число циклов нагружения N>HE> определяется по зависимости:

N>HE> =60  n  t>> Σ(T>i>/T>H>)m/2·t>i>/t=

=60  n  t>> (a>1>b>1>3 + a>2>b>2>3+…+ a>i>b>i>3), (2,7)

где a>i>,b>i> – коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)

В случае получения N>HE>> N>HО>, Z>N>=1.

Шестерня

Колесо

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

Z>R>=1, Z>V>=1, S>H>=1.3

N>HE1>=60·195,77·10161·(130,15+

+0,530,85) = 3,06·107

N>HО1>=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

Z>V>=1, S>H>=1,3, Z>R>=1

N>HE2>=60·48,94·10161·(130,15+0,530,85)=

=0,75·107

N>HО2>=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

N>HE>< N>HО> – условие выполняется

775·1,23=953,25МПа

775·1,56=1209 МПа

За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]>HP>=953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]>F>, МПа определяется по формуле:

[σ]>F> = [σ]>FО>  Y>A> Y>N, >(2.8)

где [σ]>FО> - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

Y>A> - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: Y>A>=1;

Y>N>-–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]>FО>, определяются по формуле:

[σ]>FО> = (σ>Fim>Y>R>Y>X>Y>б>)/S>F>, (2.9)

где σ>Fim> - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

Y>R >- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

Y>R >=1;

Y>X >– коэффициент размеров, Y>X >=1;

Y>б >- коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Y>б >=1;

S>F >– коэффициент запаса прочности, S>F>=1,7.

Коэффициент долговечности Y>N> определяют как:

(2.11)

где N>FO> - базовое число циклов нагружения, N>FO> =4106;

N>FЕ> - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения N>FЕ> определяются по формуле:

(2.12)

При N>FE>>N>FO> коэффициент долговечности Y>N>=1.

Шестерня

Колесо

500-600МПа=550 МПа

N>FE1>=60·195,77·10161·(19·0,15+

+0,59·0,85)= 18,1·107

N>FE1>> N>FO >=> Y>N>=1

500-600МПа=550 МПа

N>FE2>=60·48,94·10161·(19·0,15+0,59·0,85)=

=4,55·107

N>FE2>> N>FO >=> Y>N>=1

323,5·1·1=323,5МПа

323,5·1·1=323,5МПа

2.3.4 Определение межосевого расстояния

(2,13)

где a>w>- межосевое расстояние, мм;

K>a> - вспомогательный коэффициент, K>a> = 450;

К>Н> – коэффициент нагрузки;

ψ>a >- коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψ>a>=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным K>H>=1,4.

Из нормального ряда чисел принимаем

2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:

m = (0,01…0,02)а>W>, (2,14)

а при твёрдости >45 HRC

m>n> = (0,016-0,0315) a>w >(2,15)

m>n> = (0,016-0,0315)100

m>n> = 1,6 – 3,15

Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи

z>Σ> = 2a>w>/m>n,> (2,16)

2.3.7 Определение числа зубьев шестерни

z>1> = z>Σ>/(u+1) (2,17)

z>1> = 100/5=20

Z>1>>Z>min>, (2,18)

где Z>min>=17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.

2.3.8 Определение числа зубьев колеса

z>2> = z>Σ>- z>1> (2,19)

z>2>= 100-20 =80

2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:

d=m>n> z

d>1>=220=40 мм d>2>=280=160 мм

Диаметры вершин зубьев:

d>a >= d> >+ 2·m>n> (2,20)

d>a1 >= d>1 >+ 2·m>n >= 40 + 2·2 = 44 мм;

d>a2 >= d>2 >+ 2·m>n >= 160 + 4 = 164 мм;

Диаметры впадин зубьев:

d>f >= d> >– 2.5·m>n> (2,21)

d>f1 >= d>1 >– 2.5·m>n >= 40 – 2,5·2 = 35 мм;

d>f2 >= d>2 >– 2.5·m>n >= 160 – 2,5·2 = 155 мм;

Ширина колеса:

b>2 >= ψ>a >· a>W> (2,22)

b>2 >= ψ>a >· a>W> = 0.25·100 = 25 мм

Ширина шестерни:

b>1 >= b>2> + 5мм (2,23)

b>1 >= b>2> + 5 = 25 + 5 = 30 мм

2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

F>t> = (2T) / d, (2,24)

где F>t>- окружное усилие, кН;

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;

d - делительный диаметр колеса, мм;

F>t >= (251,22)/40 = 2,56кН

Радиальное усилие:

F>r>=F>t>• tgα>w>> >(2.25)

где a>w> - угол зацепления, a>w> =20°.

F>r>=2,56•tg20 = 0,93 кН

2.3.11 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Для этого производят оценку изгибной прочности, т.е. находят отношения:

[σ]>F1>/Y>F1 и >[σ]>F2>/ Y>F2> (2,26)

Коэффициенты формы зубьв Y>F1> и Y>F2> определяются по эквивалентному числу зубьев шестерни и колеса:

Y>F1>=4,13 Y>F2>=3,73

Расчёт ведётся по шестерне.

Напряжения изгиба определяются по формуле:

σ>F> = (2103 Y>F>K>Fα> K>Fβ> ·K>FV>T)/(m2Zb) [σ]>F>, (2,27)

где σ>F> - рабочее напряжение изгиба, МПа;

K>Fα> – коэффициент распределения нагрузки между зубьями, зависящими от окружной скорости колеса;

K>Fβ> - коэффициент концентрации нагрузки;

K>FV> -коэффициент динамичности нагрузки;

Коэффициент концентрации нагрузки K>Fβ> назначают в зависимости от коэффициента ширины:

(2,28)

Для определения коэффициента динамичности нагрузки K>FV> предварительно необходимо определить окружную скорость колеса:

V= (πdn)/(6104), (2,28)

где V - скорость колеса, м/с;

d - делительный диаметр, мм;

n - частота вращения колеса, мин-1

По скорости назначаем степень точности колеса – 8 степень точности и коэффициент динамичности K>FV> = 1,04

σ>F1> =205,3МПа < [σ]>F1> = 323,5МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.3.12 Проверка зубьев колес на контактную прочность

(2,29)

где σ>H>-контактные напряжения, МПа;

К - вспомогательный коэффициент, К =428 – для прямозубой передачи;

K>Hα>- коэффициент распределения нагрузки между зубьями, К>Hα> = 1;

K>Hβ >- коэффициент концентрации нагрузки, K>Hβ >= 1,08;

K>HV>- коэффициент динамичности нагрузки, K>HV>=1,03;

F>t>- окружное усилие, Н;

d>1>- делительный диаметр шестерни, мм;

b>2>- ширина колеса, мм.

σ>H> = 801,5 МПа < [σ]>H> = 953, 25 МПа

Прочность зубьев обеспечена.

3. Расчёт прямозубой конической передачи

3.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне T>1> = 14,84 Hм;

Крутящий момент на колесе T>2> = 51,22 Hм;

Частота вращения шестерни n>1> =695 мин-1;

Частота вращения колеса n>2> = 195,77 мин-1;

Передаточное число u = 3,55;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования K>c> = 0,29;

Коэффициент годового использования K>r> = 0,8.

3.2 Выбор материала и термообработки

Шестерня: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRC>э>.

Колесо: Сталь 40Х. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 45-50HRC>э>.

3.3 Определение допускаемых напряжений

3.3.1 Определение срока службы передачи

t>Σ> = 10161 часов – определено ранее.

3.3.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

, (3,1)

где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z>N> – коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:

(3,2)

Z>R>=1 (т.к. проводится шлифование закалённой шестерни);

Z>V>=1 (проектный расчёт);

S>H>=1,3 (поверхностное упрочнение).

(3.3)

m = 6;

N>HE>=60·n·t>Σ>>>=

=60·n·t>Σ> (a>1>b>1>3+a>2>b>2>3+…+ a>i>b>i>3) (3.4)

Шестерня

Колесо

N>HE1>=60·695·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=10,9·107

N>HE1>> N>HО1>=>Z>N1>=1

N>HE2>=60·195,77·10161·(13·0,15+

+0,53·0,85)=3,06·107

N>HE2>< N>HО>

775·1=775МПа

775·1,23=953,25 МПа

За расчётное принимаем 775МПа

3.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

(3,5)

(3,6)

(3,7)

N>FO>=4·106; m=9

(3.8)

=550МПа, Y>R>=1,Y>X>=1,Y>δ>=1,S>F>=1,7

=550·1·1·1/1,7=323,5МПа

N>FE1>>N>FО>=>Y>N1>=1

N>FE2>>N>FО>=>Y>N2>=1

Y>A>=1 – передача нереверсивная

3.3.4 Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

d>e2>= 1650· (3,9)

где d>e2> - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

K>H> - коэффициент нагрузки, K>H> =1,5;

Т>2> - крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]>H> - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

V>H> - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, V>H> =0,85.

d>e2> = 1650

Назначаем d>e2>>ст> = 140 мм.

3.3.5 Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(3.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни Z>1>`=Z=17 т.к. Н>1> и Н>2> >45 HRC>Э>.

3.3.6 Определение числа зубьев колеса

Z>2> =Z>1>u (3.11)

Z>2> = 17·3,55=60

3.3.7 Определение торцевого модуля

m>te> = d>e2ст.>/Z>2 >(3.12)

m>te> = 140/60=2,33 мм

Стандартное значение торцевого модуля m>te> = 2,25мм (ГОСТ 9563-80)

3.3.8Уточнение диаметра делительной окружности колеса

d>e2> = m>te >Z>2 >(3,13)

d>e2> = 2,25·60=135 мм

Фактическое передаточное число: U>фак>=60/17=3,53

3.3.9 Определение внешнего конусного расстояния

(3,14)

где z >1>и z>2 >- фактические числа зубьев шестерни и колеса.

R>e> = 0.52,25= 70,16мм

3.3.10 Определение ширины колес

b = k>be>R>be,> (3,15)

где k>be >– коэффициент ширины, k>be> = 0,285

b = 0,285·70,16=19,99

берём в=20 мм

3.3.11 Определение углов наклона образующих делительных конусов

δ>2> = arctg U>факт. >(3,16)

δ>1>= 900- δ>2> (3,17)

δ>2> = arctg 3,53 = 74,20

δ>1>= 900-74,20 = 15,80

3.3.12 Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

d>e1 >= m>te>  z>1> (3,18)

d>e2 >= m>te>  z>2> (3,19)

d>e1 >=2,25·17=38,3мм

d>e2 >= 2,25·60=135мм

Внешние диаметры:

d>ae1> = d>e1>+2(1+x>1>)m>te>cos δ>1> (3,20)

d>ae2> = d>e2>+2(1+x>2>)m>te>cos δ>2>, (3,21)

где х>1> и х>2> – коэффициенты радиального смещения, х>1> и х>2 >= 0

d>ae1> =38,3+2·2,25cos15,82=42,6мм

d>ae2> =135+2·2,25·cos74,2=136,23мм

3.3.13 Определение усилий в зацеплении

Окружные усилия на шестерне и колесе:

F>t1> = F>t2> = (2T>1>)/d>e1>(1-0.5k>be>), (3,22)

где F>t1>, F>t2> - окружные усилия, кН;

T>1>- крутящий момент на шестерне, Н • м;

d>e1>- делительный диаметр шестерни, мм.

F>t1> = F>t2> = 214,84/38,25 (1-0,50,285) =0,9 кН

Осевое усилие на шестерне:

F>a1> = F>t>tgα sinδ>1> (3,23)

F>a1> = 0,9tg200sin15,820 = 0,09кН

Радиальное усилие на шестерне:

F>r1> = F>t>tgα cos δ>1> (3,24)

F>r1> = 0,9tg200 cos 15,820 = 0,32 кН

Осевое усилие на колесе:

F>a2> = F>r1> (3,25)

F>a2>=0,32 кН

Радиальное усилие на колесе:

F>r2> = F>a1> (3,26)

F>r2>= 0,09 кН

3.3.14 Проверка прочности зубьев на изгиб

Для этого определяются эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:

z>v1> = z>1>/cos δ>1> (3,27)

z>v2> = z>2>/cos δ>2 >(3,28)

z>v1> = 17/cos15,820 = 17,67 => Y>F1>=4,31

z>v2>=60/cos74,180 = 220, 09=> Y>F2>=3,74

Находим отношения:

[σ]>F1> / Y>F1> и [σ]>F2>/ Y>F2 >(3,29)

323,5/4,31=75,06<323.5/3,74=86,5

Проверочный расчёт ведём по шестерне:

σ>F> = 2.7103 Y>F>K>Fβ> K>FV> T/b d>e> m>te>V>F> ≤ [σ]>F>, (3,30)

где V>F>- коэффициент понижения изгибной прочности конической передачи по сравнению с цилиндрической: V>F> = 0,85.

Коэффициент концентрации нагрузки при изгибе K>Fβ> определяется в зависимости от коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K>Fβ> по формуле:

K>Fβ> = 1+ (K>Hβ>-1)1.5, (3,31)

где K>Hβ>=1,2

K>Fβ> = 1+(1,2-1)1,5 = 1,3

При определения коэффициента динамичности нагрузки К>FV> предварительно необходимо определить окружную скорость колеса V, м/с:

V = π d>e2>(1-0.5 k>be>) n>2>/6104 (3.32)

где n>2> – частота вращения колеса, мин-1.

V =3.14·135·(1-0.5·0.285)·195,77/6·104 = 1,19 м/с

По скорости назначаем степень точности: 8. По степени точности назначаем коэффициенты: K>FV> = 1,04 и К>HV >= 1,03

σ>F> = 2,7·103·4,31·1,3·1,04·14,84/20·38,25·2,25·0,85=177,32МПа

σ>F> = 177,32<=323,5 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3.3.15 Проверка зубьев колёс на контактную прочность

(3,33)

σ>H> = 695,95 < [σ]>H> = 775 МПа

Контактная прочность зубьев обеспечена.

3.3.16 Проверка условия компоновки редуктора

(3,34)

100-136,23/2-50/2=6,9 мм - условие компоновки редуктора выполняется.

4. Расчёт валов

4.1 Расчёт входного вала

4.1.1 Проверочный расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной).

F>t1 >= 0,9 кН; F>r1> = 0,32кН;

F>a1> = 0,09кН.

ΣМ>В>=0; F>r1>·48- F>a1>·d/2-R>AY>·26=0

R>AY>=

ΣМ>A>=0; F>r1>·22- F>a1>·d/2+R>BY>·26=0

R>BY>=

ΣF=0; R>BY>+ R>AY> -F>r1>=0

0,53-0,21+0,32=0

I-I

M>1>=F>a1>·d>1>/2-F>r1>·z>1>

M>1>=0,0915=1,35Н·м

M>1>=-0,3222+0,0915=-5,69Н·м

II-II

M>2>=-F>p>·z>2>+ F>a1>25+ R>AY>(z>2>-22)

M>2>==-0,3222+0,0915=-5,69 кН;

M>2>=-0,32·48+0,0915+0,5326=0

ΣМ>А>=0; R>BX>·26+F>t1>·22=0

R>BX>=-F>t1>·22/26=-0,9·22/26=-0,76 кН

ΣМ>В>=0; -R>AX>·26+F>t1>·48=0

R>AX>=F>t1>·48/26=0,948/26=1,66 кН

ΣF=0; R>a>+R>b>-F>t>=1,66-0,76-0,9=0

I-I

М>1>=-F>t1>·z>1>

M>1>=0; M>1>=-0,9·22=-19,8 Н·м

Выделяем опасные сечения.

  1. Опора А

4.1.2 Упрощённый расчёт вала

(5.4)

где σ>Э> – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.5)

(5.6)

где σ>-1> – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ>-1>=0,43σ>в> (5.7)

σ>-1>=0,43·600=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

К>δ> – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

К>δ> = 1,65 – переход с галтелью.

σ>Э> = 8,99 < =68,8МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.2 Расчёт промежуточного вала

4.2.1 Материал и термообработка вала

Так как вал изготовляется заодно с шестерней, то материалом вала будет материал шестерни: Сталь 40Х

σ>в>=600МПа

σ>Т>=350МПа

4.2.2 Проектный расчёт вала

d>к> (5.11)

d>БК>d>К>+3f (5.12)

d>Бn>d>n>+3γ, (5.13)

d>n>=d>K>-3γ (5.14)

d>к>

Назначаем d>к>=24мм, f=1мм

d>БК>24+3·1=27мм

Назначаем d>БК>=27мм, r=1,6мм

d>n>=24-3·1,6=19мм

Назначаем d>n>=20мм.

4.2.3 Проверочный расчёт вала

F>t1> = 0,9кН; F>t2 >= 2,56кН;

F>r1> = 0,09кН; F>r2> = 0,93кН.

F>a1>=0,32кН; Т>2>=51,22Н·м.

ΣМ>A>=0; R>BY>·129-F>r1>·97-F>r2>·32 +Fa>1>·d/2=0

R>BY>=

ΣМ>В>=0; -R>AY>·129+F>r1>·32+F>r2>·97+ F>a1>·12·=0

R>AY>=

ΣF=0; R>a>+ R>b>-F>r1>-F>r2>=0

0,27+0,75-0,09-0,93=0

I-I

M>1>=R>a>·z>1>

M>1>=0; M>1>=0,2732=8,64Н·м

II-II

M>2>=R>a>·z>2>-F>r2>·(z>2>-32)

M>2>=0,2732=8,64 Н·м

M>2>=0,27·97-0,93·65=-34,26 Н·м

III-III

М>3>=R>b>·z>3>

М>3>=0; М>3>=0,75·32=24 Н·м

ΣМ>А>=0; R>BX>·129-F>t1>·97-F>t2>·32=0

R>BX>= кН

ΣМ>В>=0; -R>AX>·129+F>t1>·32+F>t2>·97=0

R>AX>=кН

ΣF=0; R>ax>+R>bx>-F>t1>-F>t2>=0

1,31+2,15-2,56-0,9=0

I-I

М>1>=R>ax>·z>1>

M>1>=0; M>1>=2,15·32=68,8 Н·м

II-II

М>2>=R>bx>·z>2>

M>2>=0; M>2>=1,31·32=41,92 Н·м

Выделяем опасные сечения.

  1. Место посадки конического колеса на вал.

  2. Шестерня.

4.2.4 Упрощённый расчёт вала

(5.15)

где σ>Э> – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.16)

(5.17)

(5.18)

где σ>-1> – предел выносливости материала при изгибе, МПа;

σ>-1>=258МПа

ε – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, ε=0,88;

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2;

К>δ> – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений,

К>δ> = 1,75 – шпоночный паз.

σ>Э> = 64,2 <=64,87МПа

Прочность в сечении обеспечена.

σ>-1>=258МПа; ε=0,86; S=2; К>δ> = 1,6 – переход с галтелью.

σ>Э> = 59,52 <=69,33МПа

Прочность в сечении обеспечена.

4.3 Расчёт тихоходного вала

4.3.1 Материал и термообработка вала

Сталь 45 горячекатанная.

σ>в>=580МПа

σ>Т>=320МПа

4.3.2 Проектный расчёт вала

d (5.19)

d>n>d+2t (5.20)

d>Б>>n>d>n>+3γ (5.21)

d>к>d>Бn>

d

Назначаем d=40 мм, t=2,5

d>n>40+2·2,5=45мм

Назначаем d>n>=45мм; r=3

d>Бn>40+3·3=49мм

Назначаем d>Бn>=52мм; d>к>=48мм.

4.3.3 Проверочный расчёт вала

F>t2 >= 2,56кН; F>r2> = 0,93кН.

ΣМ>A>=0; R>BY>·129 -F>r2>·93=0

R>BY>=

ΣМ>В>=0; -R>AY>·129+F>r2>·93·=0

R>AY>=

ΣF=0; R>a>+ R>b>-F>r2>=0

0,67+0,26-0,93=0

I-I

M>1>=R>ay>·z>1>

M>1>=0; M>1>=0,26·93=24,18Н·м

II-II

M>2>= R>ay>·z>2>- F>r2>·(z>2>-93)

M>2>=33,54-92,16=-58,62 Н·м

ΣМ>А>=0; -F>t2>·93+R>bx>·129=0

R>BX>= кН

ΣМ>В>=0; -R>AX>·129+F>t2>·36=0

R>AX>=кН

ΣF=0; R>ax>+R>bx>-F>t2>=0

1,85+0,71-2,56=0

M=R>bx>·36=1,8536=66,6Н·м

Выделяем опасные сечения

1.Место посадки колеса на вал.

4.3.4 Упрощённый расчёт вала

(5.23)

где σ>Э> – эквивалентное нагружение, МПа;

σ – номинальные напряжения изгиба, МПа;

τ – напряжения изгиба, МПа.

(5.24)

σ>-1>=250МПа; ε=0,81; S=2; К>δ> = 1,75 – шпоночный паз.

σ = 17,25<=57,86МПа

Прочность в сечении обеспечена.

5. Выбор и расчёт подшипников качения

5.1 Расчёт подшипников быстроходного вала

5.1.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7206.

С>r>=29,8; С>or>=22,3; e=0,36.

5.1.2 Расчёт подшипников качения

Расчёт подшипников качения на долговечность производится по формуле:

L>h>=, (6.1)

где L>h>- расчетная долговечность подшипника, ч;

n- частота вращения вала, об/мин;

C>r>- динамическая грузоподъёмность подшипника (берётся из справочных данных по подшипникам), кН;

P>r>- эквивалентная нагрузка, кН;

Р- показатель степени, равный в соответствии с результатами экспериментов для роликоподшипников p=3,33;

а>1>- коэффициент, учитывающий надежность работы подшипника, а>1>=1;

а>23>- коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, а>23>=0,9;

[L>h>]- требуемая долговечность подшипника (для редуктора она равна сроку службы передач t>Σ>=10161ч.).

Эквивалентную нагрузку определяют по формуле:

P>r> = (X ּV ּ F>r> +Y ּ F>a>) ּ К>δ> ּ К>t>, (6.2)

где F>r> – радиальная нагрузка,кН;

F>a> – осевая нагрузка, кН;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок;

V – коэффициент вращения, равный 1 при вращении внутреннего кольца относительно направления нагрузки;

К>δ> – коэффициент безопасности, для редукторов К>δ> = 1,3;

К>t> – температурный коэффициент, вводимый при t >100º С, К>t> =1.

При установке вала на радиально-упорных подшипниках осевые силы F>a>, нагружающие подшипники, находят с учётом осевых составляющих S от действия сил F>r>.

Для конических роликоподшипников

S=0,83·e·F>r>.

R>ax>=1,66кН, R>ay>=0,53кН => R>a>=

R>bx>=-0,76кН, R>by>=-0,21кН => R>b>=

F>rA>=R>a>=1,74кН

F>rB>=R>b>=0,79кН

S>A>=0,83·0,37·1,74=0,53кН

S>B>=0,83·0,37·0,76=0,23кН

S>A>>S>B>; F>A>≥S>B>-S>A>=>F>a1>=S>А>; F>a2>=F>a1>+F>a>

F>a1>=0,53кН; F>a2>=0,53+0,33=0,88кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (1 · 1 ·1,74 +0) ּ 1,3 ּ 1 = 2,3 кН.

Prв = (0,4 · 1· 0,79+ 1,6 ·1) ּ 1,3 ּ 1 = 2,49 кН.

Больше перегружена опора В.

L>h>=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.2 Расчёт подшипников промежуточного вала

5.2.1 Выбор типа подшипников

Роликовый конический однорядный 7204.

С>r>=29,2кН; С>or>=21кН; e=0,37, Y=1,6.

5.2.2 Расчёт подшипников качения

R>ax>=2,15кН; R>ay>=0,75кН => R>a>=2,28кН

R>bx>=1,31кН; R>by>=0,27кН => R>b> = 1,34кН.

F>ra>=R>a>=2,28кН;

F>rb>=R>b>=1,34кН.

S>A>=0,83·0,37·2,28=0,7кН

S>B>=0,83·0,37·1,34=0,41кН

S>A>< S>B>; F>A>< S>В>- S>А> =>F>a2>=S>В>; F>a1>=F>a2>-F>a>

F>a2>=0,41кН; F>a1>=0,41+0,26=0,67кН

Опора А:

Опора В:

Prа = (0,4 · 1 ·2,28 +1,6·1) ּ 1,3 ּ 1 = 3,3 кН.

Prв = (1 · 1· 1,34 + 0) ּ 1,3 ּ 1 = 1,74 кН.

Больше перегружена опора А.

L>h>=

Долговечность подшипника обеспечена.

5.3 Расчёт подшипников тихоходного вала

5.3.1 Выбор типа подшипников

Шариковый радиальный однорядный 209.

С>r>=33,2кН; С>or>=18,6кН.

5.3.2 Расчёт подшипников качения

R>ax>=0,71кН; R>ay>=0,26кН => R>a>=0,76кН

R>bx>=1,85кН; R>by>=0,67кН => R>b> = 1,97кН.

Р>р>=(0,56·1·0,76+1,71·1,07)·1,3·1=2,93кН.

L>h>=

Долговечность подшипников обеспечена.

6. Расчёт шпоночных соединений

6.1 Расчёт шпонки, установленной на быстроходном валу

Шпонка 8х7х60 ГОСТ 23360-78

Расчёт шпонки на смятие

σ>СМ> = ≤ [σ>см>], (7.1)

где σ>СМ> – напряжение смятия, МПа;

Т – вращающий момент, Н ּм;

d – диаметр вала, м;

l>p> – рабочая длина шпонки, м;

k – глубина врезания шпонки в ступицу, м;

[ σ>СМ> ] – допускаемое напряжение на смятие, [ σ>СМ> ] =60 МПа.

Т=14,84Н·м; d=20мм; l>p> = 50мм; к=2,8мм.

σ>СМ> = < [σ>см>]=60МПа,

6.2 Расчёт шпонки, установленной на тихоходном валу

Т=195,14Н·м; d=38мм; l>p> = 50мм; к=3,3мм.

σ>СМ> = < [σ>см>]=60МПа,

Прочность обеспечена.

7. Подбор муфты

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращательного момента:

Т=К>р>·Т>к>,

где К>р>=1,1…1,3 – для муфт с пружинами сжатия и муфт со стальными стержнями.

Т=1,2·13,18=15,81кН·м

Выбираем муфту упругау втулочно-пальцевую МУВП 16-20-I.1-I.1 УЗ ГОСТ 21423-93

Она применяется для соединения соосных валов при передаче вращающего момента от 6,3 до 1600 Н·м и уменьшения динамических нагрузок.

Материал полумуфт – чугун СЧ-20, сталь 35 или 35П.

Материал пальцев – сталь 45.

Муфта допускает значительный осевой разбег до Δ=15мм, но относительно небольшое радиальное смещение e=0,3…0,5мм; угол перекоса валов α<1˚.

8. Выбор смазки передач и подшипников

Для смазывания передач и подшипников применяем картерную систему. Так как максимальная окружная скорость колёс не превышает 2,5 м/с, а максимальные контактные напряжения 850 МПа, следовательно по рекомендуемой кинематической вязкости (50 мм2/с) подбираем масло И-Г-С-46 ГОСТ 17479.4-87. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы коническое колесо было погружено в масло на всю ширину венца. При таком способе колёса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Литература

1. Дунаев Л.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.- 4 -е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985.- 416 с.

2. Иванов М.Н. Детали. – 5-е изд., перераб. –М.: Высшая школа, 1991. -383с.: илл.

3. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для вузов. -3-е изд., перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1978. – 352с., ил.

4. Черемисинов В.И. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – Киров: ВГСХА, 1998.- 163с.