Курсовая работа: Проектирование привода к скребковому конвейеру

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [8c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262 [8c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573·5,34·25,0·10³ = 7,8·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]_H = 0,45([у]_H1 +[у]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1 Механические характеристики материалов зубчатой передачи

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 - для косозубых передач [8c.58],

ш_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(4,0+1)[299,6·10³·1,0/(417²·4,0²·0,315)]^1/3 = 150 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 160 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·160·4,0/(4,0 +1) = 256 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,315·160 = 50 мм.

m > 2·5,8·299,6·10³/256·50·199 = 1,36 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/50) = 8,04°

Принимаем в =10°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

z_c = 2·160cos10°/2,0 = 158

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 158/(4,0 +1) = 31

Число зубьев колеса:

z₂ = uz₁ = 4•31 =124;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =124/31 = 4,0,

Отклонение фактического значения от номинального

д = 0 меньше допустимого 5%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = (124+31)2/2160 = 0,9688 =14,36°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (124+31)·2,0/2cos14,36° = 160 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·31/0,9688= 64,00 мм,

d₂ = 2,0·124/0,9688= 256,00 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 64,00+2·2,0 = 68,00 мм

d_a2 = 256,00+2·2,0 = 260,00 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 64,00 - 2,5·2,0 = 59,00 мм

d_f2 = 256,00 - 2,5·2,0 = 251,00 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,315·160 = 50 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3ч5) = 50+(3ч5) = 54 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 5,34·256,00/2000 = 0,68 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₁/d₁ = 2·77,6·10³/64,00 = 2425 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 2425tg20є/0,9688= 910 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 2425tg14,36° = 620 Н.

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (64,00+256,00)/2 = 160 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 68,00+6 = 74,00 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [8c.61],

К_Нб = 1,06 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,01 - коэффициент динамической нагрузки [8c.62].

у_H = 376[2425(4,0+1)1,06·1,0·1,01/(256,00·50)]^1/2 = 378 МПа.

Недогрузка (417 - 378)100/417 = 9,2% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 14,36/140 = 0,897,

K_Fб = 0,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,03 - коэффициент динамической нагрузки [8c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 31 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 31/0,9688³ = 34 > Y_F1 = 3,76,

при z₂ =124 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =124/0,9688³ = 136 > Y_F2 = 3,61.

у_F2 = 3,61·0,897·2425·0,91·1,0·1,03/2,0·50 = 73,7 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 73,7·3,76/3,61 = 76,7 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

редуктор зубчатый двигатель привод

5. Расчет плоскоременной передачи

Выбор ремня.

Принимаем кордошнуровой ремень, толщиной = 2,8 мм.

Диаметр малого шкива при [k₀]=1,60 МПа

d₁ > 50д = 50·2,8 = 140 мм.

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 424] d₁ = 160 мм

Диаметр большого шкива:

d₂ = d₁u(1-) = 1603,43(1-0,01) = 543 мм,

примем d₂ = 560 мм.

Уточняем передаточное отношение:

u = d₂/d₁(1-) = 560/160(1-0,01) = 3,46.

Межосевое расстояние:

a > 1,5(d₁+d₂) = 1,5(160+560) = 1080 мм.

Длина ремня:

L = 2a+0,5(d₁+d₂)+(d₂-d₁)²/(4a) =

= 21080+0,5(160+560)+(560-160)²/(41080) = 3327 мм.

принимаем L = 3750 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,125{2L-0,5(d₂+d₁)+[(2L-(d₂+d₁))² - 8(d₂-d₁₎)²]^0,5} = 0,125{24000-

-0,5(630+180)+{[(24000-(630+180)]² - 8(630-180)²]^0,5} =1504 мм

Угол обхвата малого шкива:

₁ = 180-57(d₂-d₁)/a = 180-57(630-180)/1504 = 163

Скорость ремня:

V = d₁n₁/60000 = 180700/60000 = 6,6 м/с.

Условие v < [v] = 35 м/с выполняется

Частота пробегов ремня

U = L/v = 4,00/6,6 = 0,6 с^-1 < [U] = 15 c^-1

Окружная сила:

F_t = P/V = 1,7210³/6,6 = 261 Н.

Допускаемая удельная окружная сила

[k_п] = [k_o]C_бC_иС_рС_vC_FC_d .

Коэффициент угла обхвата: C_б = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: C_v = 1,0.

Коэффициент угла наклона передачи С_и = 1,0.

Коэффициент режима работы С_р = 0,9 - при постоянной нагрузке.

Коэффициент диаметра малого шкива C_d = 1,2

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки С_F = 0,85

[k_п] = 1,60·0,961.01.00.91,2·0,85 = 1.41 Н/мм.

Ширина ремня

b = F_t/[k_п] = 261/2,81,41 = 66 мм

принимаем b = 71 мм, ширина шкива В = 80 мм.

Площадь поперечного сечения ремня

A = bд = 71·2,8 = 199 мм²

Предварительное натяжение ремня:

F₀ = ₀А = 2,0199 = 398 Н,

где ₀ = 2,0 МПа - для резинотканевых ремней,

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня

F₁ = F₀ + F_t/2 = 398 + 261/2 = 529 H

F₂ = F₀ - F_t/2 = 398 - 261/2 = 268 H

Нагрузка на вал:

F_в = 2F₀sin₁/2 = 2398sin163/2 = 787 Н.

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 8 Н/мм²,

где у₁ - напряжение растяжения,

у₁ = F₀/A + F_t/2A = 398/199 + 261/(2·199) = 2,66 Н/мм²,

у_и - напряжение изгиба.

у_и = E_ид/d₁ = 100•2,8/180 = 1,55 Н/мм²,

где E_и = 100 Н/мм² - модуль упругости.

у_v = сv²10^-6 = 1100•6,6²•10^-6 = 0,05 Н/мм²,

где с = 1100 кг/м³ - плотность ремня.

у_max = 2,66+1,55+0,05 = 4,26 Н/мм²

Так как условие у_max < [у]_p выполняется, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная

F_t = =2425 Н

радиальная

F_r = = 910 H

осевая

Fa = F_T2tgв = 620 H

Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = = 787 Н.

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·299,6^1/2 = 2164 Н

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16·77,6·10³/р10)^1/3 = 34 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 35 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,21,5)d₁ = (1,21,5)35 = 4252 мм,

принимаем l₁ = 60 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 35+22,5 = 40,0 мм,

где t = 2,5 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 40 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,540 = 60 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 40 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·299,6·10³/р15)^1/3 = 46 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 50 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)50 = 5075 мм,

принимаем l₁ = 60 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 50+22,8 = 53,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 55 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2555 = 68 мм.

Диаметр вала под подшипник: d₄ = d₂ = 55 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 55+3,23,0 = 64,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №208 для быстроходного вала и №211 для тихоходного вала.

8. Расчетная схема валов редуктора

Быстроходный вал

Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_t - 126B_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = 2425·63/126 = 1213 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 63F_t - 126А_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

А_Х = 2425·63/126 = 1213 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =1213·63 = 76,4 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 63F_r -126B_Y + F_a1d₁/2 - 76F_в = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

B_Y = (910·63 + 620·64,00/2 - 76·787)/126 =138 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В

m_В = 202F_в -126А_Y + 63F_r - F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ

А_Y = (202·787 + 910·63 - 620·64,00/2)/126 = 1559 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 787·76 = 59,8 Н·м

M_Y = 787·139 - 1559·63 = 10,4 Н·м

M_Y =138·63 = 8,7 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (1213² +1559²)^0,5 =1975 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1213² +138²)^0,5 =1214 H

Тихоходный вал

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 64F_t - 234F_м + 128D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

D_X = (234·2164 - 64·2425)/128 = 2744 H

Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D

m_D = 64F_t + 106F_м - 128C_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ

С_X = (106·2164 + 64·2425)/128 = 3005 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 =3005·64 =192,3 Н·м

M_X2 =2164·106 =229,4 Н·м