Проектирование привода цепного конвейера

2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

2.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

3.1 Проектный расчёт

3.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

3.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

4. Расчёт 3-й цепной передачи

4.1 Проектный расчёт

4.2 Проверочный расчёт

5. Предварительный расчёт валов

5.1 Ведущий вал

6.1 Цилиндрическая шестерня 1-й передачи

6.2 Цилиндрическое колесо 1-й передачи

6.3 1-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи

6.4 2-я цилиндрическая шестерня 2-й передачи

6.5 1-е цилиндрическое колесо 2-й передачи

6.6 2-е цилиндрическое колесо 2-й передачи

6.7 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи

7. Выбор муфты на входном валу привода

8. Проверка прочности шпоночных соединений

8.1 Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи

8.2 1-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

8.3 2-е колесо 2-й зубчатой цилиндрической передачи

8.4 Ведущая звёздочка 3-й цепной передачи

9. Конструктивные размеры корпуса редуктора

10. Проверка долговечности подшипников

10.1 Расчёт реакций в опорах 1-го вала

10.2 Расчёт подшипников 1-го вала

10.3 Расчёт реакций в опорах 2-го вала

10.4 Расчёт подшипников 2-го вала

10.5 Расчёт реакций в опорах 3-го вала

10.6 Расчёт подшипников 3-го вала

11. Расчёт валов

11.1 Расчёт моментов 1-го вала

12. Эпюры моментов 1-го вала

12.1 Расчёт моментов 2-го вала

12.2 Расчёт 2-го вала

12.3 Расчёт моментов 3-го вала

12.4 Расчёт 3-го вала

13. Выбор сорта масла

14. Выбор посадок

15. Технология сборки редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Рис. 1 - Передача зубчатая цилиндрическая косозубая.

2.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 285

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 235

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

H = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350:

?H lim b = 2 HB + 70.

?H lim(шестерня) = 2 285 + 70 = 640 МПа;

?H lim(колесо) = 2 235 + 70 = 540 МПа;

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = ,

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG = 30 HBср2.4 ? 12 107

NHG(шест.) = 30 2852.4 = 23374854,635

NHG(кол.) = 30 2352.4 = 14712420,333

NHE = ?H Nк

эквивалентное число циклов.

Nк = 60 n c t?

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1432,003 об./мин.; n(колеса) = n2 = 358,001 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 3000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

?H - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

?H = ?

?H = + + = 0,429

Тогда:

Nк(шест.) = 60 1432,003 1 3000 = 257760540

Nк(кол.) = 60 358,001 1 3000 = 64440180

NHE(шест.) = 0,429 257760540 = 110579271,66

NHE(кол.) = 0,429 64440180 = 27644837,22

В итоге получаем:

ZN(шест.) = = 0,772

Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) = = 0,9

Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1

ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15 .

Предварительное значение межосевого расстояния:

a?' = K (u1 + 1)

здесь К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

a?' = 10 (4 + 1) = 99,485 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. =

Vпредв. = = 2,984 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 Vпредв.0.1 = 0.85 2,9840.1 = 0,948

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:для шестерни [?]

H1 = = 523,636 МПа;

H2 = = 441,818 МПа;

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле на стр. 14[2]:

[?]H =

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[?]H = = 484,457 МПа.

Требуемое условие выполнено :

[?]H = 484,457 МПа < 1.25 [?]H2 = 1.25 441,818 = 552,273 МПа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[?]F = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

?F lim(шестерни) = 513 МПа;

?F lim(колесо) = 423 МПа;

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 106

NFE = ?F Nк

эквивалентное число циклов.

Nк = 60 n c t?

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1432,003 об./мин.; n(колеса) = n2 = 358,001 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

t? = 3000 ч. - продолжительность работы передачи в расчётный срок службы.

?F - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

?F = ?

?F = + + = 0,401

Тогда:

Nк(шест.) = 60 1432,003 1 3000 = 257760540

Nк(кол.) = 60 358,001 1 3000 = 64440180

NFE(шест.) = 0,401 257760540 = 103361976,54

NFE(кол.) = 0,401 64440180 = 25840512,18

В итоге получаем:

YN(шест.) = = 0,582

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = = 0,733

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [?]F1 = = 301,765 МПа;

для колеса [?]F2 = = 248,824 МПа;

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a? = Ka (u1 + 1)1 ,

где Кa = 410 - для косозубой передачи, для симметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем ?ba = 0,4; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv KH? KH?

где KHv = 1,06 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) KH?

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KH?o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ?bd:

?bd = 0.5 ?ba (u + 1) = 0.5 0,4 (4 + 1) = 1

По таблице 2.7[2] KH?o = 1,04. KH? = 0,28 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH? = 1 + (1,04 - 1) 0,28 = 1,011

Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) KH?

KH?o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:

KH?o = 1 + 0.25 (nст - 5) = 1 + 0.25 (9 - 5) = 2

Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KH?o = 1.6

KH? = 1 + (1,6 - 1) 0,28 = 1,168

В итоге:

KH = 1,06 1,011 1,168 = 1,252

Тогда:

a? = 410 (4 + 1) = 96,728 мм.здесь T2 = 121651,507

Н·мм - вращающий момент на колесе.

Принимаем ближайшее значение a? по стандартному ряду: a? = 100 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 160 мм.

Ширина:

b2 = ?ba a? = 0,4 100 = 40 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ? = = 2,353 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin = =

где Km = 2.8 103 - для косозубых передач; [?]F - наименьшее из значений [?]F1 и [?]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv KF? KF?

Здесь коэффициент KFv = 1,119 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KF? = 0.18 + 0.82 KH?o = 0.18 + 0.82 1,04 = 1,033

KF? = KH?o = 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,119 1,033 1,6 = 1,849

mmin = = 0,819 мм.

Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1.

Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: ? = 8o.

Суммарное число зубьев:

Z? = = = 198,054

Полученное значение Z? округляем в меньшую сторону до целого числа Z? = 198. После этого определяется действительное значение угла ?o наклона зубьев:

? = = = 8,11o

Число зубьев шестерни:

z1 = ? z1min = 17 Cos3(?) = 16,495?17

(для косозубой и шевронной передач).

z1 = = 39,6

Принимаем z1 = 40

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ? 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z? - z1 = 198 - 40 = 158

Фактическое передаточное число:

uф = = = 3,95

Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,2%, что не более, чем допустимые 3% для двухступенчатого редуктора.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 m (z2 + z1) = 0.5 1 (158 + 40) = 99 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = -1

Диаметры колёс:

Рис. 2 - Зацепление зубчатой цилиндрической передачи

делительные диаметры:

d1 = = = 40,404 мм.

d2 = 2 a? - d1 = 2 100 - 40,404 = 159,596 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 (1 + x1) m = 40,404 + 2 (1 + 0) 1 = 42,404 мм.

df1 = d1 - 2 (1.25 - x1) m = 40,404 - 2 (1.25 - 0) 1 = 37,904 мм.

da2 = d2 + 2 (1 + x2 - y) m = 159,596 + 2 (1 + 0 - (-1)) 1 = 161,196 мм.

df2 = d2 - 2 (1.25 - x2) m = 159,596 - 2 (1.25 - 0) 1 = 157,096 мм.

2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

?H = ? [?]H

где Z? = 8400 - для косозубой передачи. Тогда:

?H = = 462,244 МПа ? [?]H = 484,457 МПа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 1559,636 H;

радиальная:

Fr = = = 573,396 H;

осевая:

Fa = Ft tg(?) = 1559,636 tg(8,11o) = 222,247 H.

2.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

в зубьях колеса:

?F2 = ? [?]F2

в зубьях шестерни:

?F1 = ? [?]F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения (2.10[2]). Приведённые числа зубьев:

zv1 = = = 41,225

zv2 = = = 162,837

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,695

YFS2 = 3,59

Значение коэффициента Y?, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y? = 1 - = 1 - = 0,919

Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.

Тогда:

?F2 = = 154,605 МПа ? [?]F2 = 248,824 МПа.

?F1 = = 159,127 МПа ? [?]F1 = 301,765 МПа.

Проверка на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчёта является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Tпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Kпер. = Tпик. / T(шест.), где Tпик. - максимальный номинальный момент на шестерне.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение ?Hmax не должно превышать допускаемое напряжение [?]Hmax.

Для выбранных сталей допускаемое напряжение принимают:

[?]Hmax = 2.8 ?т = 2.8 540 = 1512 МПа.

Тогда:

?Hmax = ?H

?Hmax = 462,244 = 653,712 МПа ? [?]Hmax = 1512 МПа.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев напряжение ?Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [?]Fmax. Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

?Fmax = ?F Kпер. ? [?]Fmax.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида обработки и типа нагрузки:

[?]Fmax =

YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности; Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки; Sst - коэффициент запаса прочности. Для выбранных материалов и для заданного типа нагрузки:

для шестерни:

YNmax1 = 4

Kst1 = 1,2

Sst1 = 1,75

для колеса:

YNmax2 = 4

Kst2 = 1,2

Sst2 = 1,75

Тогда:

[?]Fmax1 = = = 1407,086 МПа;

[?]Fmax2 = = = 1160,229 МПа.

В итоге получаем:

?Fmax1 = ?F1 Kпер. = 159,127 2 = 318,254 МПа ? [?]Fmax1 = 1407,086 МПа;

?Fmax2 = ?F2 Kпер. = 154,605 2 = 309,21 МПа ? [?]Fmax1 = 1160,229 МПа.

Таблица 4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Таблица 5. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи