Понятие транспортеров - Курсовая работа

. Техническое предложение привод конвейер цехОбщее передаточное число привода u0? = nдв / np и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены: uцп - цепной передачи; Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7. KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций : - для цилиндрической передачи [2, c.14] KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16]; KHA - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: - для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.

Транспортеры или конвейеры являются неотъемлемой частью современного технологического процесса, обеспечивая перемещение изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами; выполняя роль накопителей заготовок; осуществляя механизацию погрузочно-разгрузочных работ и т.д.

Различают конвейеры с тяговым органом (ленточные, цепные, канатные) и без тягового органа (винтовые, роликовые, дисковые, транспортирующие трубы и др.). Самыми распространенными являются ленточные и цепные конвейеры.

Цепной транспортер имеет: приводные звездочки (одну или две), натяжные звездочки (одну или две), тяговые цепи (одну или две) с грузонесущим приспособлением, груз, устройства, поддерживающие цепи с грузом, привод, натяжное устройство.

Все составные части конвейеров монтируются на рамах.

В цепных конвейерах нагрузка передается зацеплением цепей и зубьев приводных звездочек.

Тяговое усилие F (вращающий момент Т или мощность Р) на рабочем органе определяется расчетом сопротивлений на участках конвейера методом обхода по контуру. Допускаемая скорость движения v цепных конвейеров до до 1...1,5 м/с.

1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода

1.2.1 КПД привода

Общий КПД привода [1, c.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

где согласно [1, c.7] hi (i = 1...5) представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 КПД кинематических пар привода

Цепная передача Зубчатая закрытая передача Муфта Подшипники качения цилиндрическая вала звездочки

1.2.2 Ожидаемые общие передаточные числа привода u0? = nдв? / np nдв?= 3000 1500 1000 750 (мин??) u0? = 166,7 83,3 55,6 41,7

1.2.3 Подбор электродвигателя

При заданной циклограмме нагружения режим технологического процесса фиксирован, двигатель работает в повторно-кратковременном режиме с продолжительностью включения под нагрузкой [1, c.7] 10 мин ? t ? 60 мин. Потребная мощность двигателя, КВТ,

(1.1) где ТЕ = KETNOM - эквивалентный вращающий момент, Н?м;

Tnom= Тзв - номинальный длительный (число циклов N > 104...105) момент:

(1.2)

KE - коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному [1, c.8] : (1.3)

KE =v1?·0,4 0,8?·0,3 0,3?·0,3=0,787

Тогда Рдв? Р’дв, следовательно Рдв=0,75 КВТ

Возможные к применению двигатели [1, c.23, 24] приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 Характеристика двигателей

Вариант Марка двигателя РДВ, КВТ NДВ,мин-1 Тпуск/Т Тмах/Т Масса, кг

1 АИР 71А2У3 0,75 2820 2,6 2,7 8,6

2 АИР 71ВЧУ3 0,75 1350 2,5 2,6 9.4

3 АИР 80А6У3 0,75 920 2,1 2,2 12,3

4 АИР 90LA8У3 0,75 705 1,4 2,0 18,5

Выбор двигателя удовлетворяет условиям пуска Тпуск/Т>1,3.

1.2.4 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число привода u0? = nдв / np и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены: uцп - цепной передачи;

uред = u0? / uцп - редуктора: uред = uб ? ut uб - быстроходной (цилиндрической) ступени редуктора;

ut - тихоходной (цилиндрической) ступени редуктора.

При разбивке u0? были использованы рекомендации [1, c.11] : uцп до 1,5...3-х и для редукторов Ц2С [1, c.12] uред =7,1...50 (рекомендуемые 12,5…31,5); ut = . uб и ut округлены по ряду предпочтительных чисел R20. Отклонение общего передаточного числа при округлении [1, c.14]: Du0 = 100(u0? - u0) / u0? % ? [Du0 = ± 4%] (1.4)

Таблица 1.3 Разбивка u0? по ступеням передач

Вариант Двигатель u0? uцп? uред? uб? ut? uб ut uред uцп u0 Du0%

1 71А2 156,7 3,5 45 7,6 5,9 8 5,6 44,8 3,48 155,9 0,49

2 71В4 75 2 35,5 6,83 5,2 7,1 5 35,5 2,1 74,55 0,6

3 80А6 51,11 2 25 5,7 4,4 5,6 4,5 25,2 2,04 50,4 1,4

4 90LA8 39,17 2 20 5,08 3,94 5 4 20 1,96 40 -0,0008

Исходя из указанных рекомендаций по передаточным числам для заданного привода выбираем

ДВИГАТЕЛЬ .АИР 80А6У3 ТУ 165-525.564-84

Размеры выбранного двигателя [1, c.25, 26] представлены на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 Размеры двигателя Габариты, мм l30 = 295 ; h31 = 194 ; d30 = 178 .

Установочные и присоединительные размеры, мм : d1 = 22 ; l1 = 50 ; b1 = 6 ; h1 = 6 ;

l10 = 100 ; l31 = 50; d10 = 10 ;b10 = 125;

h = 80 ; h10 = 10/

Исполнение IM 1081.

1.2.4 Частоты вращения и моменты на валах

Направления вращения валов на рисунке 2 показаны стрелками.

Вращающий момент на j -м валу (j = 5,4...1) : Tj = T5 / u5-j h5-j, (1.6) где u4-j,h4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом барабана (j = 5) и j - м валом привода.

Результаты расчета по формулам (1.5) и (1.6) для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.4.

Таблица 1.4 Частоты вращения и моменты на валах

Вал ni , мин-1 Tj_, Н?м

I 920 9,85

II 920 9,59

III 164,3 52,089

IV 36,5 222,47

V 17,9 432

1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния AW из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом крупносерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) редуктора - цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т.ст.) - цилиндрическая косозубая.

Выпуск массовый.

По рекомендациям [2, c.4, п.1.1.6], чтобы получить H1m ? H2m > 350НВ, назначаем термообработку зубьев : - шестерен z1 - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

- колес z2 - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, c.5] с предположением, что D ? 125 мм и S ? 80 мм, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5 Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х

Наименование параметра Зубчатое колесо Примечание шестерня z1 колесо z2

1 Термообработка закалка ТВЧ (ТВЧ1) закалка ТВЧ (ТВЧ2)

2 Твердость поверхности (45...50) НRCЭ (45...50) НRCЭ средняя по Роквеллу 47,5 НRCЭ 47,5 НRCЭ по Бринелю 450 НВ 450 НВ [2, c.3, рис.1.1] по Виккерсу 500 HV 500 HV то же 3 Предел прочности SB, МПА 900 900

4 Предел текучести ST, МПА 750 750

Примечание - H1m ? H2m = 450 НВ > 350НВ.

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, c.8] : m = S(Ti / Tmax)m (Lhi / Lh) , (1.7) где m - показатель степени отношения моментов: MH = QH /2; MF = QF, q - показатель степени кривой усталости: QH = QF = 6 и тогда MH =3, MF = 6.

При расчете по контактным напряжениям SH : MH1 = MH2 = MH = 13?0,4 0,83?0,3 0,33?0,3 = 0,56 ;

при расчете по напряжениям изгиба SF : MF1 = MF2 = MF = 16?0,4 0,86?0,3 0,36?0,3 = 0,479.

Судя по величинам МН и MF заданный режим работы наиболее приближается [2, c.8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, c.8] : Lh = 365?24 KГKCH = 365?24?0,75?0,25?5 =8212,5 ч, где КГ = 0,75 - коэффициент годового использования;

КС = 0,25 - коэффициент суточного использования;

h = 5 лет - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2,c.8]: NS = 60NCLH , где n - частота вращения зубчатого колеса, мин -1 ;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, c.9] c = 1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c.8]: NE = m NS (NHE = MH NS ; NFE = MF NS).

Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] : - по контактным напряжениям NHLIM = 30 Hm2,4 ? 120?106 , где Hm - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям : NFLIM = 4?106.

Результаты расчета NS, NHE, NFE, NHLIM, представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо n, мин -1 Число циклов N в миллионах

NS NHE NHLIM Сравнение NHE с NH lim NFE Сравнение NFE с NFLIM

Б.ст. z1 920 453,3 253,8 70 NHE > NHLIM 217,13 NFE > NFLIM z2 164,5 81 45,36 70 NHE NFLIM

Т.ст. z1 164,5 81 45,36 70 NHE NFLIM z2 36,5 18 10,08 70 NHE NFLIM

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение SHP [2, c.10], МПА : SHPMIN ? SHP = 0,45 (SHP1 SHP2) ? ASHPMIN , (1.8) где А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Т.ст. Б.ст.);

SHPI (i = 1, 2) - допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПА;

SHPMIN - наименьшее из двух значений SHP1 и SHP2 .

Согласно [2, c.9]

SHPI = SHLIMBI ZN i (ZRZVZLZX) / SHI, (1.9) где SHLIMBI - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПА, [2, c.9]: - для шестерен z1 (закалка ТВЧ)

SHLIMB1 = 17 HHRCЭ 200 = 17?47,5 200 = 1007 МПА ;

- для колес z2 (закалка ТВЧ)

SHLIMB1 = 17 HHRCЭ 200 = 17?47,5 200 = 1007 МПА ;

ZN i - коэффициент долговечности [2, c.10] в зависимости от отношения NHLIM / NHE;

SHI - коэффициент запаса прочности [2, c.10]: для z1 SH1 = 1,2; для z2 SH2 = 1,2;

произведение ZRZVZLZX = 0,9.

Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7 Допускаемые контактные напряжения SHP, МПА

Ступень, зубчатое колесо NHLIM / NHE ZN SHPI (1.9) ASHPMIN SHP (1.8)

Б.ст. z1 0,28 0,806 609,3 761,8 637,2 z2 1,54 1,07 808,12

Т.ст. z1 1,54 1,07 808,12 1010,15 730,71 z2 6,94 1,08 815,67

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 [2, c.12] : КН = KAKHVKHBKHA, (1.10) где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; КА = 1 ;

KHV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций : - для цилиндрической передачи [2, c.14]

KHB = 1 (KHB0 - 1) KHW, (1.11) где KHB0 - начальное (до приработки) значение коэффициента KHB [2, c.16];

KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16];

KHA - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: - для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.17]

KHA = 1 (KHA0 - 1) KHW, (1.12) где KHA0 - начальное значение до приработки зубьев: при Н2 > 350 НВ [2, c.17]

KHA0 = 1 0,15(nct - 5) ? 1,6, (1.13) где nct - число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов yba, ybd по рекомендациям [2, c.13, 14].

Таблица 1.8 Коэффициенты Kbe, yba, ybd

Параметры Ступень редуктора быстроходная тихоходная

Тип передачи Схема [2, рисунок 4.1 ] Коэффициент yba Передаточное число u Коэффициент ybd цилиндрическая косозубая 3 yba = 0,2 (Н2 > 350 НВ) 5,6 0,5yba(u 1) = 0,66 цилиндрическая косозубая 8 yba = 0,4 (Н2 > 350 НВ) 4,5 0,5yba(u 1) = 1,1

Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.10) выполнен в таблице 1.9.

Таблица 1.9 Коэффициенты расчетной нагрузки КН

Наименование параметра Источник Ступень редуктора Примечание

Б.ст. - цилиндрич. Т.ст. - цилиндрич.

1 Частота вращения n1, мин-1 табл.1.4 920 164,3

2 Момент Т1, Н?м табл.1.4 9,51 52,089

3 Скоростной коэффициент CVM (CV) [2, c.14] 1950 1950 ТВЧ1 ТВЧ2

4 Окружная скорость vm (v) , м/с [2, c.14] 0,963 0,259

5 Степень точности [2, c.14] 8 8

6 Твердость зубьев средняя по Виккерсу HVMIN табл.1.5 Н1 и Н2 >350 НВ 500

7 Коэффициент KHV [2, c.15] 1,01 1,01

8 Коэффициент KHB0 [2, c.16] 1,5 1,1

9 Коэффициент KHW [2, c.17] 0,74 0,73

10 Коэффициент KHB (1.11) 1,37 1,073

11 Коэффициент KHA0? , принято KHA0 (1.13) 1,45 1,45 1,45 1,45 Н1 и Н2 >350 НВ

12 Коэффициент KHA (1.12) 1,33 1,33

13 Коэффициент KH (1.10) 1,84 1,44

1.3.5 Расчет цилиндрической передачи

1.3.5.1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, c.19] : AW ? = 410 (u 1) [ T1KH / (YBAUSHP2 )]1/3 (1.15)

AW ? = 410 (4,5 1) [52,089?1,44 / (0,4?4,5?730,712 )] 1/3 = 96,36 мм.

По заданию производство массовое - передача стандартная; принимаем AW = 100 мм.

1.3.5.2 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] : SFP1 = 0,4SFLIMB10YN1, (1.16) где SFLIMB10- базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, c.11]. Предполагая mn ? 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь SFLIMB10 = 550 МПА;

YN1 - коэффициент долговечности при изгибе. Так как NFE1 > NFLIM, то YN1= 1,0.

SFP1 = 0,4?550?1 = 220 МПА.

1.3.5.3 Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [3, c.4] представлены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 Параметры тихоходной ступени редуктора

Наименование параметра Формула, источник Результат

1 Ширина зубчатого венца, мм : b2? = BW? принято: колеса b2 = BW шестерни b1 YBAAW передача стандартная 1,12b2 40 40 45

2 Модуль, мм : минимальный mmin? рекомендуемый mn принято m 3500T1(u 1) / (AWBWSFP1) (0,016 ... 0,0315) AW ГОСТ 9563-60 1,139 1,6 ... 3,15 2 > [1.5]

3 Минимальный угол наклона зубьев bmin , град, при eb ? 1,1 arcsin (4m / BW) 11°32’21”

4 Суммарное число зубьев ZS? ; округление ZS 2AWCOSBMIN / m до целого числа 97,98 98

5 Фактический угол наклона зубьев b arccos [ZS m / (2AW)] 11,4780 11°28’7”

6 Числа зубьев : шестерни z1? принято z1 _ колеса z2 ZS / (u 1) ZS - z1 17,8 18 80

7 Фактическое передаточное число u z2 / z1 4,44

8 Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0, мм : : - делительных шестерни d1 m z1 / cosb 36,73 колеса d2 m z2 / cosb 163,26

- вершин зубьев da1 d1 2m 40,73 da2 d2 2m 167,26

- впадин зубьев df1 d1 - 2,5m 31,73 df2 d2 - 2,5m 158,26

9 Окружная скорость v, м/с p d1n1 / 6?104 0,313

1.3.5.4 Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [2, c.22] [3, c.4] представлены в таблице 1.11.

AW ? = 410 (u 1) [ T1KH / 2(YBAUSHP2 )]1/3

AW ? = 410 (5,6 1) [9,51?1,84 /2 (0,2?5,6?637,82 )] 1/3 = 72,5 мм.

Принимаем AW = 80мм.

Таблица 1.11 Параметры быстроходной ступени редуктора

Наименование параметра Формула, источник Результат

1 Ширина зубчатого венца, мм : b2? = BW? принято: колеса b2 = BW шестерни b1 YBAAW передача стандартная 1,12b2 16 16 18

2 Модуль, мм : минимальный mmin? рекомендуемый mn принято m 3500T1(u 1) / (AWBWSFP1) (0,01 ... 0,02) AW ГОСТ 9563-60 0,780 1,28 ... 2,52 1,5 ? [1.5]

3 Минимальный угол наклона зубьев bmin , град, при eb ? 1,1 arcsin (4m / BW) 22,024

4 Суммарное число зубьев ZS? ; округление ZS 2AWCOSBMIN / m до целого числа 98,88 99

5 Фактический угол наклона зубьев b arccos [ZS m / (2AW)] 21,284 0 21016 ?8”

6 Числа зубьев : шестерни z1? принято z1 _ колеса z2 ZS / (u 1) ZS - z1 15 15 84

7 Фактическое передаточное число u z2 / z1 5,6

8 Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0, мм : : - делительных шестерни d1 m z1 / cosb 24,24 колеса d2 m z2 / cosb 135,82

- вершин зубьев da1 d1 2m 27,24 da2 d2 2m 138,82

- впадин зубьев df1 d1 - 2,5m 20,54 df2 d2 - 2,5m 132,05

9 Окружная скорость v, м/с p d1n1 / 6?104 1,167

1.4 Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости [7, c.42] или [3, c.19], мм : d ? KT1/3, где К - расчетный коэффициент

Т - момент на валу, Н?м (таблица 1.4) : Вал К Т, Н?м d ?, мм d, мм быстроходный (входной) 7,5 9,59 15,93 22 промежуточный 6,5 52,089 24,28 25 тихоходный (выходной) 6 222,47 33,33 36

Диаметр быстроходного вала принимаем по диаметру вала двигателя - 22 мм.

Расчет цепной передачи

Условия эксплуатации [5, c.5]: нагрузка с легкими толчками Кд = 1,0;

межосевое расстояние а = (30...50)Р Ка = 1,0;

угол y=40° Кн = 1;

регулирование натяжения цепи перемещением оси звездочки Крег= 1,1;

смазка периодическая Ксм = 1,5;

работа двухсменная Креж = 1,25;

рабочая температура 20?С : Кт =1;

Коэффициент эксплуатации вычислен по формуле [5, c.5]: КЭ= Кд ? Ка ? Кн ? Крег ? Ксм ? Креж ? Кт (1.17)

КЭ= 1,0?1,0?1,0?1,1?1,5?1,25?1,0=2,1< 3

Результаты расчета приведены в таблице 1.12

Таблица 1.12 Расчет цепной передачи

Параметр Результаты расчета Примечание

Наименование, обозначение Формула, источник

1 Момент Т1 , Н?м 222,47 Исходные данные

2 Частота вращения n, мин-1 36,5

3 Передаточное число u 2,044

4 Число зубьев z1 [5, c.5] (2) 25 z2 51

5 Фактическое u 2,04

6 Давление [p0], МПА [5, c.7] 35 n ? 50

7 Число рядов цепи 1 2 3

Коэффициент mp [5, c.6] 1 1,7 2,5

8 Расчетный шаг P?, мм [5, c.6] (9) 22,7 19,03 16,73

P по ГОСТ 1568-75 25,4 19,05 19,05

9 Минимальное число зубьев zmin [5, c.5] (3) 14 13 13

10 Уточнение z1? [5, c.7] (10) 17,9 24,99 16,99 принято z1 18 25 17 z1 ? zmin z2 37 51 35

11 Окончательно u 2,05 2,04 2,05

12 Диаметры, мм dд1 [5, c.8] (15) 146,3 151,99 103,7 dд2 299,5 309,4 212,5

De1 [5, c.8] (16) 156,8 160,3 111,4

De2 311,12 318,4 221,2

13 Межосевое расстояние a оптимальное, мм а amin = 600 мм принято ap 40 40 40

14 Число звеньев W? [5, c.8] (21) 107,7 118,42 106,2 где ZS 55 76 52

D2 9,15 17,14 8,22 округление W 108 118 106 до четного

15 Длина цепи L, м [5, c.8] (22) 2,74 2,25 2,02

16 Межосевое расстояние а? [5, c.9] (23) 1019,5 757,9 760,03

Da,мм 2,2…4 1,5…3 1,5…3 окончательно а, мм 1017 756 758

17 ЦЕПЬ по ГОСТ 13568-75 ПР- 25,4- 6000 2ПР- 19,05- 6400 3ПР-19,05- 9600

Fразр, КН 60 64 96 q, кг/м 2,6 2,9 4,3

Аш, мм2 179 105 105

18 Давление в шарнирах р, МПА [5, c.9] (24) 35,7 34,4 34,3

Dp,% -2 1,7 2

19 Скорость цепи v, м/с [5, c.9] (27) 0,279 0,29 0,198

20 Натяжение цепи, Н

Ft 3041,3 2927,4 4290,6

Fq 350 66,02 149,8

Fv 0,2 0,24 0,17

F1max [5, c.9] (26) 3391,5 2993,8 4440,6

21 Коэффициент S [5, c.9] (25) 17,7 21,4 21,6 допускаемый [S] [5, c.9] (28) 7,2 7,17 7,017 S > [S]

22 Число ударов цепи w, с-1 [5, c.9] (30) 0,405 0,52 0,39 допускаемое [w] 20 26,7 26,7 [w] > w

23 Силы на валах по осям х,у, Н

F2, Н [5, c.10] (33) 350,2 66,26 149,97 g, град [5, c.10] (32) 8,63 11,93 8,22 y=40°

Fвx [5, c.10] (31) 2711,7 2135,7 3309,9

Fвy 2574,1 2189,2 3178,7

24 Отношение De2 /Dзв 2,9 2,9 2,04

1.5.1 Анализ результатов

1) Выбранные приводные цепи удовлетворяют условиям износостойкости и прочности при базовой долговечности.

2) Основным критерием выбора передачи является условие min De2 /Dзв..

Судя по результатам, это передача 2ПР.

Принимаем ЦЕПЬ 3ПР - 19,05 - 9600 ГОСТ 13568-75.

Рисунок 1.4 Конструкция и размеры цепи

Подбор муфты

Для соединения выходного конца быстроходного вала редуктора с валом двигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93. По

ГОСТ 21424-93 на муфты при диаметрах быстроходного вала d=22 мм и двигателя d=22 мм ; габаритные размеры муфты D? L=100?104 мм, число пальцев z=6, частота вращения nmax=5700 мин-1 , масса 2кг.

Обозначение муфты (для d=22 мм, исполнение 1)

МУФТА 63 - 22 - 1 - 20 - 3 У3 ГОСТ 21424-93

Рисунок 1.5 Муфта упругая втулочно-пальцевая

2. Эскизный проект

2.1 Основные параметры привода

2.1.1 Параметры редуктора

Б.ст. (цилинд- риическая) AW BW mn b z1 z2 UБ d1

80 16 1,5 21,284? 15 84 5,6 24,24 d2 df1

135,82 20,52

Т.ст. (цилиндрическая) AW BW mn b z1 z2 UT d1

100 40 2 11,4780 18 80 4,44 36,73 d2 df1

163,26 31,73

Действительное передаточное число редуктора uред = UБUТ = 5,6?4,44 = 24,9.

2.1.2 Общее передаточное число привода u0 = uцп ?uред = 2,044?·24,9= 50,9.

Отклонение Du0 от u0? = 50,4(таблица 1.3) Du0 = 100 (50,4 - 50,9)/ 50,4= -0,99% < [±4%] - в пределах допуска.

Уточнение ni и Tj по формулам (1.6) и (1.7) : Вал (рисунок 1.2) I II III IV V ni , мин-1 920 920 164,3 36,5 17,9

Tj , Н?м 9,85 9,59 52,089 222,47 432

2.1.3 Диаметры валов редуктора, мм под зубчатыми колесами DБ = 22 DП = 25 DT = 36 под подшипниками качения DБП = 25 DПП = 25 DТП = 40

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен z1 [2, c.5] : быстроходная (цилиндрическая) ступень тихоходная (цилиндрическая) ступень

D? = da1 6 D? = da1 6 da1 = 27,24 мм da1 = 40,73 мм

D? = 27,24 6 = 33,24 мм < [125 мм] D? = 40,73 6 = 46,73мм < [125 мм]

Толщины ободов заготовок колес [2, c.5] : быстроходная ступень тихоходная ступень

S ? = d = 2,2m 0,05b2 = 2,2?1,5 0,05?16 = 4,1 мм S ? = с = 0,3b2 = 0,3?16 = 4,8 мм S ? = 4,8 мм < [80 мм] S ? = d = 2,2m 0,05b2 = 2,2?2 0,05?40 = 6,4мм S ? = с = 0,3b2 = 0,3?40= 12мм S ? = 12 мм < [80мм]

Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по размерам заготовок выбраны правильно.

2.2 Допускаемые напряжения

2.2.1 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки z1: закалка ТВЧ; SHPMAX = 44HRCЭ = 44?47,5 = 2090 МПА;

- z2: закалка ТВЧ; SHPMAX = 44HRCЭ = 44?47,5 = 2090 МПА.

2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки KAKVKBKA

2.3.1 Коэффициенты KV [3, c.6] : KV = 1 WVBW / (FTKA) , где WV - удельная окружная динамическая сила, Н / мм, для передачи [3,c.7, 9]: Цилиндрической

WV = dg0v O AW / u ? WVMAX ;

где d - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев [3, c.7, 8];

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z1 и z2 [3, c.7].

Окружное усилие, Н : Ft = 2000 T1 / d1 ;

Результаты расчета KHV и KFV приведены в таблице 2.1.

Коэффициенты KHB и КНА нужно уточнить, так как изменился коэффициент ybd для быстроходной ступени KHB уточняется по [2, (4.6), (4.7), табл.4.5], KHA - по [2, (4.11), (4.12)]. ybd = 0,5yba(u 1) = 0,5?0,2(6,94 1) = 0,66

Тогда KHB = 1 (KHB0 - 1) KHW, KHB0= 1,37 KHW = 0,74

KHA = 1 (KHA0 - 1) KHW, KHA0 = 1,45 KHW = 0,73

KHB0 KHB KHA0 KHA

Б.ст. 1,5 1,37 1,45 1,33

Т.ст. 1,1 1,073 1,45 1,33

Таблица 2.1 Коэффициенты KV

Ступень редуктора Параметры

Ft d g0 WV WVMAX KV быстроходная (цилиндрическая) KHV 791,3 0,04 5,6 1,22 380 1,038

KFV 0,04 1,84 1,058 тихоходная (цилиндрическая) KHV 2836,3 0,04 0,25 1,002

KFV 0,04 0,367 1,004

Коэффициенты KFB , KFA при расчете на изгиб: б.ст. [2, c.18] т.ст.[2, c.17]

KFB = 0,18 0,82 KHB0 = = 0,18 0,82?1,5 = 1,41; KFB = 0,18 0,82 KHB0 = = 0,18 0,82?1,1 = 1,3082;

KFA = KHA0 = 1,45 > 1,4 . KFA = KHA0 = 1,45 > 1,4 .

Коэффициенты расчетной нагрузки для передачи

Цилиндрической быстроходной Цилиндрической тихоходной

KH = 1?1,02?1,37?1,33 = 1,859; KH = 1?1,005?1,073?1,33 = 1,434;

KF = 1?1,014?1,41?1,45 = 2,07; KF = 1?1,061?1,082?1,45 = 1,66.

2.4 Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПА

Для быстроходной ступени

2.4.1 Коэффициенты Z в формуле [3, c.5] : SH = ZEZHZE O FTKH (u 1) / (BWD1u) ? SHP (2.2) а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)

ZE = 190 МПА1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

ZH = (2 cosbb / TGATW)1/2 / cosat , где at = arctg (tg200 / cosb) = arctg (tg200 / cos 21,860) = 21,416 - делительный угол профиля в торцовом сечении ; при х1 х2 = 0 угол зацепления ATW = at ;

bb = arcsin (sinbcos200) = arcsin (sin21,860cos200) = 20,4760- основной угол наклона зубьев;

ZH = (2 cos20,4760 / tg21,416)1/2 / cos21,4160 = 2,348;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Ze = (1 / ea)1/ 2, где ea » [1,88 - 3,2 (1/ z1 1/ z2)]cosb - коэффициент торцового перекрытия при х1 х2 = 0; ea = [1,88 - 3,2 (1/ 15 1/ 84)] 0,928 = 1,511;

Ze = (1 / 1,511)1/ 2 = 0,813.

Произведение коэффициентов Z = ZEZHZE = 190?2,348?0,813= 362,70

2.4.2 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

SH = 362,7O 791,3?1,859 (5,6 1) / (2?16?24,24?5,6) = 542,2 МПА, что меньше SHP = 637,8 МПА - условие прочности выполняется.

Для тихоходной ступени

2.4.3 Коэффициенты Z в формуле

SH = ZEZHZE O FTKH (u 1) / (BWD1u) ? SHP а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)

ZE = 190 МПА1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

ZH = (2 cosbb / TGATW)1/2 / cosat , где at = arctg (tg200 / cosb) = arctg (tg200 / cos 11,4780) = 20,3740 - делительный угол профиля в торцовом сечении; при х1 х2 = 0 угол зацепления ATW = at ;

bb = arcsin (sinbcos200) = arcsin (sin11,4780cos200) = 10,7780- основной угол наклона зубьев;

ZH = (2 cos10,7780 / tg20,3480)1/2 / cos20,3480 = 2,455;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Ze = (1 / ea)1/ 2, где ea » [1,88 - 3,2 (1/ z1 1/ z2)]cosb - коэффициент торцового перекрытия при х1 х2 = 0;

ea = [1,88 - 3,2 (1/ 18 1/ 80)] 0,98 = 1,629;

Ze = (1 / 1,629)1/ 2 = 0,784.

Произведение коэффициентов

Z = ZEZHZE = 190?2,455?0,784 = 365,69

2.4.4 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

SH = 365,69O 2836,3?1,434 (4,5 1) / (40?36,73?4,5) = 672,7МПА, что меньше SHP = 730,7 МПА - условие прочности выполняется.

2.4.5 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке

SH max = SH (Tmax /T)1/ 2 ? SHPMAX, где Tmax /T =2,2 - по характеристике двигателя (таблица 1.2).

Для быстроходной ступени

SH max = 542,2?(2,2) 1 / 2 = 804,2 МПА < 2090 МПА;

для тихоходной ступени

SH max = 672,7?(2,2) 1 / 2 = 997,8 МПА < 2090 МПА.

2.2.5 Напряжения изгиба SF и SFMAX

Для быстроходной ступени

Цилиндрическая передача [3, c.7] : SF = FTKFYFSYBYE / (bwmn) ? SFP, (2.3) где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3b

YFS = 3,47 13,2 / zv- коэффициент формы зуба (2.4) zv1 = z / cos3b = 15 / cos321,86= 18,76;

zv2 = z / cos3b = 84 / cos321,86= 105. при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,6;

Yb=1- ebb0 / 120 ? 0,7 - коэффициент наклона зубьев [3,c.8] где eb = bwsinb / pm = 1,26 - коэффициент осевого перекрытия;

Yb = 1 - 1,26?21,856 / 120 = 0,77 > 0,7;

Ye = 1/ea = 1 / 1,511 = 0,662 - коэффициент перекрытия зубьев.

По формуле (2.6) SF= 791,3?2,07?4,17?0,77?0,663 / (16?1,5) = 145,1 МПА, что меньше SFP=220 МПА - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

Для тихоходной ступени

Цилиндрическая передача [3, c.7] : SF = FTKFYFSYBYE / (bwmn) ? SFP, где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3b zv1 = z / cos3b = 18 / cos311,478= 19,13;

zv2 = z / cos3b = 80 / cos311,478= 85. при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,62;

Yb=1- ebb0 / 120 ? 0,7 - коэффициент наклона зубьев [3,c.8] где eb = bwsinb / pm = 1,27 - коэффициент осевого перекрытия;

Yb = 1 - 1,27?11,478/ 120 = 0,88 > 0,7;

Ye = 1/ea = 1 / 1,629 = 0,614 - коэффициент перекрытия зубьев..

По формуле (2.6) SF1= 2836,3?1,66?4,16?0,88?0,614 / (40?2) = 132,3 МПА, что меньше SFP=220 МПА - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

Максимальные изгибные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c. 8]: SFMAX = SF (Tmax/ T) ? SFPMAX, где для быстроходной ступени SFMAX= 145,1?2,2 = 319,2 МПА < 1810МПА;

для тихоходной ступени SFMAX= 132,3?2,2 = 291,1 МПА < 1810 МПА.

Условие прочности выполняется.

Анализ результатов расчета.

?SН =100%?(SHP -SH )/ SHP

Для быстроходной ступени ?SН =100%?(637,8 -542,2 )/ 637,8=14,9% <20%. Для тихоходной ступени: ?SН =100%?(730,7 -672,7 )/ 730,7=7,9% <20%

Следовательно параметры передачи считаем окончательными.

2.3 Конструкция зубчатых колес

Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах

Конструкции колес показаны на рисунке 2.1, размеры их даны в таблице 2.2 [7, c.62] или [9, c.44]

Производство крупносерийное, da2 и da2 < 500 мм, заготовки колес получают ковкой в штампах. Применяют двусторонние штампы.

Рисунок 2.1 Конструкция зубчатого колес

Таблица 2.2 Размеры колес в соответствии с рисунком 2.1

Наименование размера Рекомендации Размер колеса, мм б.ст. т.ст

1 Диаметр вершин da2 расчет 138,82 167,26

2 Ширина венца b2 расчет 16 40

3 Диаметр вала d расчет 28 48

4 Диаметр ступицы DCT (1,5...1,55) d 43 74

5 Длина ступицы LCT (1,0...1,2) d 23 40

6 Толщина обода S 2,5m 0,05 b2 5 13

7 Толщина диска C 0,5S 0,25(dct-d) ? 0,25 b2 7 16

8 Фаска f (0,5...0,6)mn 1 1,6

9 Радиус R R ? 6 6 6

2.4 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск масштабный, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора - литье. Материал - сталь ст3 ГОСТ 380-94.

В таблице 2.3 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7]

Таблица 2.3 Размеры элементов редуктора

Наименование размера Обозначение Рекомендации источников Величина, мм Примечание

Толщина стенки

- литого корпуса d 1,2(TT)0,25 ? 6 6 [12, c.355]

- литой крышки d1 0,9d ? 6 6

2 Толщины : - фланца корпуса S 1,5d 6

- фланца крышки S1 1,5d 5

- опорных лап S3 2,35d 9

- ребер жесткости S4 (0,9...1)d 6

3 Зазоры: между колесами и стенкой L’ L » AWБ AWT 0,5da2Т 0,5da2Б 278 [12, c.355]

- по диаметрам а L1/3 3 10 [12, c.355]

- по торцам а 10 [12, c.355]

- между z2T и дном в0 ? 3 а 30 [12, c.355]

4 Выступы валов за пределы корпуса l (0,6...0,8) а 6…8 [12, c.355]

5 Диаметры винтов крепления: - крышки редуктора к корпусу d1 1,25 TT1/3 ? 10 10 [12, c.355]

- корпуса d2 1,5 d1 15 [12, c.355]

- число винтов d2 z при AWT ? 315 мм 4 AWT = 100

6 Диаметр штифтов DШ (0,7...0,8) d1 7 [12, c.355]

7 Ширина : - фланца корпуса и бобышек подшипников К1 ? 2,7 d1 27 [12, c.355]

- опрной лапы К2 К1 1,5d 36

8 Минимальное расстояние между необработанной и обработанной поверхностями литой детали C 0,5d 3 [12, c.355]

9 Минимальный диаметр прилива корпуса вокруг ПК D1 D2 1,25D 10 69 95 [12, c.355]

10 Высота ниши при креплении винтами HH 2,5d2 d 49 [12, c.355]

11.Диаметр отверстия проушины Dy 3d1 18 [12, c.355]

12.Толщина проушины dy (2...3) d1 18 [12, c.355]

Примечания * D - наружный диаметр подшипника

2.5 Смазка зубчатых передач и подшипников

Быстроходная ступень: VБ = 1,167 м/с; SH = 542,2 МПА, Тихоходная ступень: VT = 0,313 м/с, SH =672,7 МПА.

При скоростях v ?12,5 м/с [7,c.172] применяют картерную смазку окунанием зацеплений.

Глубина погружения цилиндрического колеса тихоходного вала: HM = (2m…0,25 d2T) =3…40мм.

При этом глубина погружения цилиндрического колеса быстроходного вала: Минимально необходимый объем масла для смазывания зубчатых передач

Vmin » 0,5 Рдв? л/КВТ » 0,5·0,75 = 0,38 л

Требуемая кинематическая вязкость масла [7, c.173] при SH = 672.7 МПА и VБ = 1,167 м/с m = 34 мм2/с (при t 0 = 40 0). Рекомендуемая марка масла И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88 (m = 29...35 мм2/с).

Смазка подшипников при v >1 м/с (у нас VБ = 1,167) [7, c.175] разбрызгиванием.

Выходные концы валов закрыты манжетными уплотнениями I-го типа по ГОСТ 8752-79.

Для герметизации плоскость разъема крышки и корпуса перед окончательной сборкой должна быть покрыта тонким слоем герметика УТ-35 ГОСТ 24285-83.

2.6 Усилия в передачах

Усилия, действующие в передачах, показаны на рисунке 2.2.

Формулы сил цилиндрической передачи [3, c.21]: Ft = 2000 T1/ d1; Fr = Fttgat ; Fa = Fttgb, где at = arctg(tg200/cosb).

Результаты расчета сил представлены в таблице 2.4.

Таблица 2.4 Усилия в передачах

Параметр Ступень редуктора Примечание

Быстроходная ступень Тихоходная ступень

Вращение z1 z2 правое левое правое левое

Наклон зубьев z1 z2 левый правый правый левый

Момент Т1, Н?м 9,59 222,47 с.18

Диаметры, d1 мм 24,24 36,73 c.18

Углы, град b a t 21,284° 21,416 ° 11,478 ° 20,374 ° c.18

Силы Н: Ft1 = Ft2 Fr1 = Fr2 Fa1 = Fa2 791,25 310,29 317,37 12123 4502,2 2461,6

Примечания 1 Так как силы Fr1и Fa1 получились положительными, то наклон z1Б и z2Б выбран правильно. 2 Для взаимокомпенсации осевых сил Fa на быстроходном валу 2я шестерня z1Б должна иметь правый наклон зубьев.

2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение

Предварительно для опор всех валов были приняты шариковые радиально - упорные однорядные легкой серии ГОСТ 831 - 75 (таблица 2.5) [7, c.421]

Таблица 2.5 Параметры опор валов

Параметры Валы Примечание входной промежуточный выходной

1 Диаметр цапфы вала DП, мм 25 25 40 с.18

2 Подшипник 36205 36209

3 Габаритные размеры D?B, мм 47?12 68?15

4 Параметр e 0,19 0,19

5 Установка "враспор"

6 Расстояние a=0,5B 6 7,5

На рисунке 2.3 приведена расчетная схема быстроходного вала, усилия F в передачах и консольные нагрузки, реакции R в опорах, эпюры изгибающего момента Mx в горизонтальной и My вертикальной плоскостях и крутящего момента Т.

Результаты расчета вала приведены в таблице 2.6.

Таблица 2.6 Расчет быстроходного вала

Параметры Формула, источник Результаты расчета Примечание наименование обозначение

1 2 3 4 5

1 Длина, мм l1 с чертежа редуктора 26 l2 и из расчета 26 l3 66

2 Реакции опор, Н: из условия равновесия

- в плоскости Х RIX балок на двух опорах 791

RIIX 791

- в плоскости Y RIY 310

RIIY 310

- суммарные радиальные RI (R1x2 R1y2) 1/2 850

RII (R11x2 R11y2) 1/2 850

- осевые на опоре II FA 0

3 Изгибающие моменты в расчетных сечениях, Н?м: - от силы Fa1 Ma1 Fa1d1/2000 4

- в плоскости Х M1x 21

M2x 21

- в плоскости Y M2y/ M2y1 8/8

- суммарные M1 (M1x2 M1y2) 1/2 23 [8 c.323]

M2 (M2x2 M2y2 ) 1/2 23

4 Вращающий момент, Н?м Т 9,59

5 Эквивалентный момент, Н?м МЕ1 (M12 0,75 Т2) 1/2 24.5

МЕ2 (M22 0,75 Т2) 1/2 24,5

6 Диаметр вала в расчетном сечении, мм d 25

7 Эквивалентное напряжение, МПА ? Е 2000 МЕ/(? d3) 19,9

8,8

- при перегрузках ? Emax КП ? Е 42.2 КП=2,2

8 Материал вала: предел текучести ? Т Сталь 40Х 750 [7 c.165]

9 Допускаемые напряжения [?] ? Т / ST 45 ST=16,9

10 Условие статической прочности для валов выполняется: ? Emax <[?]

2.8 Подбор подшипников качения

Нагрузка на опорах валов Fr и Fa приведена в таблице 2.7.

Таблица 2.8 Силы Fr и Fa на подшипниках

Параметр Вал быстроходный

1 Внешняя нагрузка на опорах, Н

FRI = RI 310

FRII = RII 310

FA 0

2 Подшипник : 36205

- параметр e [10, c.10] 0,19

- силы, Н : SI = e FRI 59

SII = e FRII 59

3 Расчетная осевая нагрузка Fa,, Н

Расчетная схема

Условие равновесия FA - FAII FAI = 0

Условия сборки FAI ? SI , FAI I ? SII

Допустим FAI, 310 тогда FAII FAII = FA FAI

FAII 310 > SII

Условия сборки ( регулирования ) выполняются ; силы FAI и FAII найдены верно.

Проверка долговечности подшипников выполнена в таблице 2.8.

Таблица 2.7 Проверка долговечности подшипников качения

Параметры Формула, источник Результаты расчета Примечание наименование обозначение

1 2 3 4 5

1 Типоразмер подшипника 36205 ГОСТ 831 - 75 [7 c.421]

- динамическая радиальная грузоподъемность, Н Cr 11200

2 Расчетная нагрузка, Н: FRI таблица 2. 6 310

FAI 317

FRII 310

FAII 317

3 Диаметр вала, мм d 28 частота вращения, мин-1 n 920

4 Отношение Fa/V Fr V=1

- опора I Fa1/V Fr1 1,02 > e

- опора II Fa11/V Fr11 1,02 > e

5 Коэффициенты нагрузки: FAI не влияет

- опора I X1 : Y1 0,56; 2,3

- опора II X2 : Y2 0,56; 2,3

6 Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка, Н Pr1 V Fr1 Кб КТ 434 Кб=1,4

Pr2 (V X2Fr2 Y2 FAII)КБКТ 1263 КТ=1

7 Коэффициент приведения переменной нагрузки ? S(Ti / Tmax)3(Lhi / Lh) 0,75 рис .2 ТЗ

8 Расчетная эквивалентная нагрузка, Н Prv ? Pr2 324,8

9 Расчетная долговечность, ч Lh 106a23 (Cr /Prv) 3 /(60n) сравнение с [Lh] 519054 >>[Lh] a23=0,7 q=3

10 Запас по долговечности S Lh /[Lh] 63

11 Габаритные размеры, мм d ?D?B 25?47?12

2.9 Расчет шпоночных соединений

Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 [7, c.432].

Рисунок 2.6 Размеры шпонок

Напряжения смятия [8, c.128]: scm = 2000 Т / dklp ? [scm], где lp = l - b - расчетная длина шпонки; lct - длина ступицы насаживаемой детали;

k = h - t1- расчетная высота шпонки [scm] = ST / [S] - допускаемое напряжение смятия: для шпонок из стали 45 ST = 650 МПА, [S] = 2 - коэффициент запаса прочности [8, c.131]; [scm] = 325МПА.

Размеры шпонок и расчет scm даны в таблице 2.9.

Таблица 2.9 Расчет шпонок

Параметр наименование обозн колесо z2Б колесо z2Т

1 Диаметр вала, мм d 28 48

2 Момент, Н?м Т 52,089 222,47

3 Длина ступицы, мм lct 20 36

4 Шпонка ГОСТ23360 - размеры, мм t1 k LP 8 ? 7 ? 20 4,0 2,8 12 10 ? 8?36 5,0 3,2 26 [7, c.433]

5 Напряжения, МПА scm 62 110,4

3. Технический проект

3.1 Проверка опасного сечения быстроходного вала на долговечность

Оценку сопротивления усталости вала выполняют по величине общего коэффициента запаса прочности S [7, c.169], [8, c.325]: S = SSST / (Ss2 St2 )1/2 > [S ] = 1,5...2,5, (3.1) где Ss = s-1 / (KSD SИ) - коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба при симметричном цикле (R = -1, sm = 0, sa = smax = sи; sи = 103M / W);

St = 2t-1/ (KTD yt)TK - коэффициент запаса прочности по касательтным напряжениям кручения при отнулевом цикле (R = 0, tm = ta = tmax / 2 = TK / 2; TK = 103T / WP );

KSD = (Ks / Kds 1/KFS - 1) /KV и KTD = (Kt / Kdt 1/KFT - 1) / KV - коэффициенты снижения пределов выносливости реальной детали по сравнению с пределами (s-1, t-1) образцов;

yt - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла.

В соответствии с рисунком 2.3 и таблицей 2.6 на валу два опасных сечения

Концентраторы напряжений: сечение 1,2 - резьба (нарезанные зубья шестерни)

Влияние на усталость посадки с натягом подшипника (при том же d) на 10% ниже [7, c.171], чем резьба, поэтому в дальнейшем сечение 1 не рассматриваем.

Параметр [7, c.170, 171] Концентратор в сечении Примечание резьба

1Эффективный коэффициент концентрации напряжений Ks = 1,7 Kt = 2,65 Kds = 0,88 Kdt = 0,77 SB = 900 МПА d = 28 мм

2 Коэффициент влияния абсолютных размеров сечения

3 Отношение Ks / Kds = 2 Kt / Kdt = 3,4

Коэффициенты влияния качества поверхности [7, c.170] при чистовом обтачивании (Ra = 1,6...3,2) KFS = 1; KFT = 1.

Коэффициент влияния поверхностного упрочнения [7, c.170]: KV =1,6- закалка ТВЧ.

Тогда KSD = (2 1 / 1 - 1) / 2,6 = 1,2; KTD = (2,4 1 /1- 1) / 2,6 = 2,2.

Пределы выносливости образцов материала: сталь 40Х [7, c.165] при

D ? 120 мм и Н ? 270 НВ s-1 = 410 МПА, t-1 = 240 МПА; коэффициент Yt = 0,1.

Момент сопротивления поперечного сечения [7, c.166]: а) на изгиб

W = pd3 / 32 = p?283/ 32 = 0,12?104мм3 б) на кручение

WP = 2W = 0,25?104 мм3.

Напряжения:

а) изгиба SИ = 103М / W = 103?23 / (0,12?104) = 19,2МПА;

б) кручения ТК = 103Т / WP = 103? 9,59 / (0,25?104) = 3,8 МПА.

Коэффициенты: Ss = 341,7/ 19,2= 17,8;

St = 2?2109,1 / [(0,05 1)•3,8] = 54,7;

S = 17,8?54,7/ (17,82 54,72)1/2 = 16,5 > [S ] = 1,5...2,5 [7, c.169].

Сопротивление усталости в течение заданного срока службы в опасном сечении быстроходного вала обеспечивается

3.2 Расчет болтов крепления редуктора к раме

Схема нагружения редуктора и нагрузка на наиболее нагруженный болт показаны на рис.3.1.

Внешняя нагрузка на редуктор: ТБ = 9,59 Н?м; TT = 222,47 Н?м; Fx = -3179H Fz =3310 H .Болты (с.26, таблица 2.3): М10; количество z = 4;

Длины, необходимые для расчета, взяты с чертежа редуктора.

Собственной массой редуктора пренебрегаем в запас прочности.

Нагрузка на стыке: Fx = -3179; Fy = 0; Fz =3310 H;

Mx = - Fz ? 0,172 = -569 Н?м; My =-Fцz? 0,062 ТБ TT Fx·0,124 = -367 Н?м; Tz = Fx ? 0,172 = 11458 ? 0,217 = 547 Н?м

Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка;

Mx, My, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости. Наиболее нагруженный болт № 2.

Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c.113]: FMZ = Tz r/ (zr?), где r = (x12 y12)1/2 = (1712 652)1/2 = 183 мм - расстояние от центра масс стыка О до оси болта № 2;

FMZ = 103?183·2486,4 / (4?183?) = 747 Н ;

FFX = Fx / z =3179 / 4 = 795 Н;

cosg = x1 / r = 171 / 183 = 0,9344;

Сдвигающая сила, приходящаяся на болт № 2 (рисунок 3.1): Fсдв = (FMZ2 FFX2 2FMZ FFX cosg)1/2 = (7952 7472 2?795?747?0,9344)1/2 = =1517 H;

FFZ = Fz / z = 3310 / 4 = 828 H;

FMX = 103Mx / (4y1) = 103?569 / (4?65) = 1794 H;

FMY = 103My / (4x1) = 103?367/ (4?171) = 537 H.

Осевая сила в зоне болта № 2: F = FMX FMY FFZ =828 1794 537 = 3158,5 H.

Усилия предварительной затяжки: а) на сдвиг: Fзат1 = k1 FS / (if ) (1- c)FZ/4 = 1,25?5522 / (1?0,2) (1-0,25)604/4=34600H,

где k1 = 1,25 - коэффициент запаса сцепления на сдвиг (k1 = 1,25...1,5);

i = 1 - число стыков в соединении; f = 0,2 - коэффициент трения на стыке;

c = 0,25 - коэффициент внешней нагрузки при жестком стыке;

б) на отрыв : Fзат2 = k2(1 - c)[ Fz 103Act (Mx / WCTX My / WCTY)] / z , где k2 = 2 - коэффициент запаса на отрыв: при F- const (k2 = 1,5...2);

WCTX = ICTX / ymax , WCTY = ICTY / xmax - моменты сопротивления стыка изгибу (приближенно, ввиду малости влияния отверстий d0 под болты, допускается вычислять без их учета): ІСТХ = 2bl3/ 12 = bl3/ 6 = 36?273/ 6 = 1,6?107 мм4, ymax = 77 мм, WCTX = 1,6?107/ 77 = 2,1?105 мм3;

ІСТУ = 2(b3l / 12 bl?x12) = bl(b2/ 6 2?x12) = 27?36(362/ 6 2?1712)=1,14?108 мм4;

xmax = 190 мм WCTY = 1,14?108/ 190 = 6?105 мм3;

Аст = 2bl = 2?36?27 = 3,89?103 мм2 - площадь стыка;

Fзат2 = 2(1 - 0,25)[3310 3,89 (-569 / 2,1·102 -367/ 6·102)] / 4 = 1236,4 H

Так как Fзат1 > Fзат2 , то дальнейший расчет проводится с учетом Fзат1. Расчетная сила на оси болта : FБ = 1,3 Fзат1 CF = 1,3?15998 0,2?3072 =21412 Н.

Потребное усилие рабочего при затяжке гаек стандартным ключем: Fраб?= Fзат / 1000 =15998 / 70 = 159H<(200-300)Н

Размещено на .ru