Разработка привода цепного конвейера

,

где n_пв - частота вращения приводного вала, об/мин.

Определение крутящих моментов на валах привода.

Т_пр = Т_вх · u_б · з_пп · з_зп,

где Т_пр - кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пр = 19,4 · 5,7 · 0,99 · 0,98 = 107,2 Н·м

Выходной вал редуктора.

Т_вых = Т_пр · u_т · з_пп · з_зп,

где Т_вых - крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых = 107,2 · 4,2 · 0,99 · 0,98 = 436 Н·м

Приводной вал.

Т_пв = Т_вых · з_пп · i_цп · _цп,

где Т_пр - крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пв = 436 · 0,99 · 2 · 0,93 = 802,85 Н·м

Исходные данные для расчёта передач.

Входная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁ = Т_вх = 19,4 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁ = 1435 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = u_б = 5,7.

Выходная ступень редуктора.

Крутящий момент на валу шестерни Т₁ = Т_пр = 107,2 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁ = 252 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u = u_т = 4,2.

Цепная передача.

Р₁ = Р_дв · з³_пп · з²_зп · з_м,

где Р₁ - мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р₁ = 3 · 0,99³ · 0,98² · 0,98 = 2,8 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁ = n_вых = 60 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i = 2.

2. Расчёт допускаемых напряжений для проектирования цилиндрических и конических зубчатых передач

Выбор материала и термообработки

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

Таблица 2.2

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов

Практикой эксплуатации и специальными исследованиями установлено, что нагрузка, допускаемая по контактной прочности зубьев, определяется в основном твердостью материала. Высокую твердость в сочетании с другими характеристиками, а, следовательно, малые габариты и массу передачи можно получить при изготовлении зубчатых колес из сталей, подвергнутых термообработке. Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес.

В зависимости от твердости (или термообработки) стальные зубчатые колеса разделяют на две основные группы: твердостью H ? 350 НВ - зубчатые колеса, нормализованные или улучшенные; твердостью Н > 350 НВ - с объемной закалкой, закалкой ТВЧ, цементацией, азотированием и др. Эти группы различны по технологии, нагрузочной способности и способности к приработке.

Применение высокотвердых материалов является большим резервом повышения нагрузочной способности зубчатых передач. Однако с высокой твердостью связаны некоторые дополнительные трудности:

· Высокотвердые материалы плохо прирабатываются,

· Нарезание зубьев при высокой твердости затруднено, поэтому термообработку выполняют после нарезания.

· Эти трудности проще преодолеть в условиях крупносерийного и массового производства, когда окупаются затраты на специальное оборудование.

1) Выбираем материал - сталь 40Х.

2) Все колёса и шестерни - косозубые.

3) Назначаем твёрдость:

§ Для шестерней входной и выходной ступени - 260НВ,

§ Для колёс входной и выходной ступени на 50 единиц меньше по условиям приработки - 210НВ.

4) Термообработка - улучшение. - предел текучести.

Расчёт допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на усталость.

,

где - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, ; - коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время, ; - коэффициент безопасности.

Учитывая, что у нас срок службы передачи значительный, принимаем . При термообработке «улучшение» .

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса входной и выходной ступеней.

,

где - общее допускаемое контактное напряжение для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке.

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость.

,

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба ; - коэффициент долговечности, позволяющий повысить допускаемые напряжения для передач, работающих ограниченное время, ; - коэффициент безопасности, ; - коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи.

Принимаем для стали 40Х и термообработки «улучшение» , , .

Допускаемые напряжения изгиба для шестерней и колёс входной и выходной ступеней.

Допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев при перегрузках.

Выбор коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба.

Для выбора коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба необходимо знать:

· Твёрдость рабочих поверхностей зубьев,

· Величину коэффициента ширины шестерни относительно делительного диаметра ,

· Способ установки колёс относительно опор.

Способ установки колёс относительно опор - несимметричный.

Входная ступень:

Выходная ступень:

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3. Проектирование косозубых цилиндрических передач

Разрушения активных поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания и поломки их являются основными причинами выхода из строя зубчатых колес. Расчет на усталостную выносливость проводится с целью предотвращения преждевременного выхода их из строя.

На первом этапе расчета (проектный расчет) преследуют цель предварительного определения размеров колес и передач на основе контактной прочности рабочих поверхностей зубьев.

При расчете косозубой цилиндрической передачи закрытого типа для редуктора общего назначения ряд параметров (межосевое расстояние, модуль) должен соответствовать действующим стандартам, величины других должны находиться в рекомендуемых пределах.

Исходные данные для расчёта.

3.1.1 T₁ - крутящий момент на валу шестерни, Н*м;

3.1.2 [у_H] - допускаемые контактные напряжения, МПа;

3.1.3 [у_F]₁ - допускаемые напряжения изгиба для шестерни, МПа;

3.1.4 [у_F]₂ - допускаемые напряжения изгиба для колеса, МПа;

3.1.5 [у_H]_max - допускаемые контактные напряжения при перегрузке, МПа;

3.1.6 [у_F]_max - допускаемые напряжения изгиба при перегрузке, МПа;

3.1.7 U - передаточное число;

3.1.8 К_Hв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по контактным напряжениям;

3.1.9 К_Fв - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба при расчете по напряжениям изгиба;

3.1.10 ш_bd - коэффициент ширины шестерни относительно делительного диаметра;

3.1.11 ш_bа - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния;

3.1.12 в - угол наклона зуба. Выбирается в пределах от 8° до 15°. Для шевронных передач - до 25°.

3.1.13 б_щ - угол зацепления. Для передач без смещения б_щ=20°.

3.1.14 n₁ - частота вращения вала шестерни, об/мин.

Алгоритм расчета косозубой цилиндрической передачи.

3.2.1 Межосевое расстояние.

Расчетное значение для нестандартных редукторов округлить по ряду:

R_а 40:...80,85,90,95,100,105,110,120,125,130 далее через 10 до 200 и через 20 до 420.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.2 Модуль.

Величину m согласовать со стандартом СЭВ З10-76

1 ряд: 1.5; 2.0; 2.5; 3; 4; 5

2 ряд: 1.75; 2.25; 2.75; 3.5; 4.5; 5.5.

Первый ряд следует предпочитать второму.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.3 Суммарное число зубьев передачи.

,

Величину округлить до целого числа, для обоих ступеней.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.4 Число зубьев шестерни.

Полученное значение округлить до целого числа.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.5 Число зубьев колеса.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.6 Уточним величину угла наклона зуба.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.7 Делительные диаметры шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.8 Уточним межосевое расстояние.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.9 Уточним передаточное число.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.10 Рабочая ширина зубчатого венца.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.11 Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.12 Окружная скорость в передаче.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.13 Коэффициент торцового перекрытия.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.14 Коэффициенты динамической нагрузки и .

При выборе коэффициентов динамической нагрузки необходимо знать:

· Твёрдость рабочих поверхностей,

· Окружную скорость в передаче,

· Степень точности передачи,

· Тип зуба.

Степень точности выбираем 7.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.15 Коэффициент осевого перекрытия.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.16 Определим величину коэффициента , учитывающего суммарную длину контактных линий.

Если

Если

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.17 Определим величину коэффициента , учитывающего форму сопряженных поверхностей зубьев.

Для входной и выходной ступени:

3.2.18 Удельная расчетная окружная сила при расчете по контактным напряжениям.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.19 Величина рабочих контактных напряжений.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.20 Максимальные контактные напряжения при перегрузке.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.21 Удельная расчетная окружная сила при расчете по напряжениям изгиба.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.22 Вспомогательный коэффициент .

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.23 Коэффициент , учитывающий перекрытие зубьев.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.24 Коэффициент , учитывающий наклон зуба.

Для входной и выходной ступени:

3.2.25 Действующие напряжения изгиба.

где , - коэффициент формы зуба для шестерни и колеса.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.26 Максимальные напряжения изгиба при перегрузке.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.27 Геометрия передачи:

3.2.27.1 Диаметры окружностей выступов зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.27.2 Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса.

;

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.28 Усилия в зацеплении:

3.2.28.1 Окружная сила.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.28.2 Осевая сила.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.2.28.3 Радиальная сила.

Для входной ступени:

Для выходной ступени:

3.3. Расчёт косозубой цилиндрической передачи в программе MS Excel.

3.3.1 Входная ступень.

3.3.2. Выходная ступень.

4. Проектный расчет валов

На валах размещают вращающиеся детали: зубчатые колеса, шкивы, барабаны и т.д.. По конструкции валы различают гладкие, фасонные или ступенчатые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а так же с возможностью монтажа деталей при посадке с натягом. Прямые валы изготавливают из стали Ст5 - для валов без термообработки, стали 45 или 40Х - для валов с термообработкой (улучшением), стали 20 и 20Х - для быстроходных валов на подшипниках скольжения, у которых цапфы цементируют для повышения износостойкости.

Для предварительной оценки диаметра вала в опасном сечении используют расчет его только на кручение при пониженных хуй допускаемых напряжениях:

где Т - крутящий момент на валу Н·мм; [] - допускаемые напряжения из расчета на кручение, [] = ( 12... 15) МПа.

Размер высоты заплечика вала h выбирают по рекомендациям в зависимости от диаметра d.

,

где - диаметр ступени вала, мм.

Рис. 4.1. Часть вала.

Таблица 4.1

4.1. Проектный расчет входного вала редуктора.

4.1.1 Диаметр вала под муфту.

где - крутящий момент на входном валу, Н·мм.

4.1.2 Диаметр вала под подшипники.

Полученное значение следует согласовать с ГОСТ для подшипников качения.

(по ГОСТ 8338--75)

4.1.3 Диаметр вала под уплотнение.

4.1.4 Диаметр буртика.

4.1.5 Диаметр вершин зубьев шестерни .

4.1.6 Выбор подшипника для входного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 305.

;

;

- ширина подшипника;

- динамическая грузоподъёмность;

- статическая грузоподъёмность.

Рис. 4.2 Входной вал редуктора

4.2. Алгоритм проектного расчета промежуточного вала редуктора.

4.2.1 Диаметр вала в опасном сечении под колесом.

где - крутящий момент на промежуточном валу, Н·мм.

4.2.2 Принимаем диаметр вала под подшипник ближайший меньший относительно значения .

Выбираем по ГОСТ 8338--75.

4.2.3 Уточним диаметр вала под колесом.

4.2.4 Диаметр вала под втулку.

4.2.5 Диаметр буртика.

4.2.6 Диаметр вершин зубьев шестерни .

4.2.7 Выбор подшипника для промежуточного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 306.

;

;

;

;

.

Рис. 4.3 Промежуточный вал 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора

4.3. Алгоритм проектного расчета выходного вала редуктора.

4.3.1 Диаметр вала в опасном сечении под колесом.

где - крутящий момент на выходном валу, Н·мм.

4.3.2 Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно .

Выбираем по ГОСТ 8338--75.

4.3.3 Уточним диаметр вала под колесом.

4.3.4 Диаметр вала под втулку.

4.3.5 Диаметр вала под уплотнение.

4.3.6 Диаметр вала под муфту из уравнения.

4.3.7 Диаметр буртика.

4.3.8 Диаметр вершин зубьев колеса .

4.3.9 Выбор подшипника для выходного вала.

Выбираем подшипник шариковый радиальный однорядный средней серии по ГОСТ 8338--75. Выбираем подшипник 308!!!

;

;

;

;

.

Рис. 4.4 Конструкция выходного вала редуктора

4.4 Кинематическая схема.

Ступень входная (быстроходная) Вал входной

Рис. 4.5 Кинематическая схема 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора

4.6 Эскизная компоновка редуктора.

4.6.1 Необходимый зазор а между внутренними поверхностями корпуса и вращающимися зубчатыми колесами.

,

где - расстояние от верхнего края входной шестерни до нижнего края выходного колеса. .

4.6.2 Расстояние между дном корпуса и поверхностью зубчатой поверхности выходного колеса.

4.6.3 Расстояние между торцами колес.

4.6.4 Расстояние между торцом подшипника до внутренней поверхности корпуса.

4.6.5 Выступ входного вала под муфту.

4.5. Расчетная схема и определение нагрузок входного вала.

Рис. 4.6 Расчетные схемы входного вала: а) общая; б) в вертикальной плоскости; в) в горизонтальной плоскости

4.5.1 Исходные данные:

- окружная нагрузка;

- радиальная нагрузка;

- осевая нагрузка;

- дополнительная сила;

- изгибающий момент.

4.5.2 Вертикальная плоскость (рис. 4.6. б).

Найдём .

Найдём .

4.5.3 Горизонтальная плоскость (рис. 4.6. в).

Найдём .

Найдём .

4.5.4 Суммарные радиальные нагрузки в опорах А и В.

5. Расчет подшипников на срок службы

В соответствии с установившейся практикой проектирования и эксплуатации машин тип подшипника выбирают по следующим рекомендациям.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов и коробок передач применяют чаще всего шариковые радиальные подшипники.

5.1 Расчёт подшипников входного вала на срок службы по динамической грузоподъёмности.

5.1.1 Исходные данные.

5.1.2 Номинальная долговечность.

,

где - срок службы, - число лет, - годовой коэффициент, - годовой коэффициент.

5.1.2 Эквивалентная долговечность.

,

где - коэффициент эквивалентной нагрузки

5.1.3 Параметр осевого нагружения .

Таблица 5.1

Факторы приведения нагрузки