Привод ведущих колес тележки мостового крана

Привод ведущих колес тележки мостового крана

Федеральное агентство по образованию

Российской Федерации

ПРИВОД ВЕДУЩИХ КОЛЕС ТЕЛЕЖКИ МОСТОВОГО КРАНА

Расчетная работа по теории механизмов и машин

2007

Содержание

1. Задание

. Кинематический и силовой расчёт привода

.1 Выбор электродвигателя

.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

3. Расчёт зубчатых колёс редуктора

3.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения

.2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи

.3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи

. Расчет цепной передачи

. Конструктивные размеры колеса и шестерни

.1 Шестерня

.2 Колесо

. Конструктивные размеры корпуса редуктора

. Расчёт параметров цепной передачи

. Первый этап компоновки редуктора

. Проверка долговечности подшипников

9.1 Подшипники ведущего вала

9.2 Подшипники ведомого вала

. Второй этап компоновки редуктора

. Проверка шпоночных соединений

.1 Шпоночные соединения на ведущем валу

.2 Шпоночные соединения на ведомом валу

. Вычерчивание редуктора

. Посадки основных деталей редуктора

. Выбор сорта масла

. Сборка редуктора

Литература

1. Задание

По заданию 5 и варианту 2 для схемы привода, изображенного на рисунке, решить задачи:

- Выбрать асинхронный двигатель;

Вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;

Рассчитать зубчатую коническую передачу;

Рассчитать цепную передачу;

- вал электродвигателя асинхронный; 2 - вал ведущей шестерни; 3 - вал ведомой шестерни; 4 - ось ведущих колес; 5 - корпус редуктора; 6 - подшипники; 7,8 - ведущее и ведомое соответственно звездочки цепной передачи; 9 - цепь; 10 - электродвигатель; 11 - колесо ведущее; 12 - рельс.

Рисунок 1 - Схема привода

Крутящий момент на ведомой звездочке цепной передачи Т4 и угловая скорость вращения этой звездочки ω4 равны соответственно 160 Нм и 2,7 рад/с.

Расчетный срок службы редуктора 10 лет при двухсменной работе.

Кратковременные перегрузки не превышают двукратную номинальную нагрузку.

2. Кинематический и силовой расчет привода

.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

P ==,                                                       (2.1)

где Р4 - мощность на ведомой звездочке (на выходе привода), кВт;

 - КПД привода.

,                                            (2.2)

где    - соответственно КПД муфты, зубчатой конической, цепной передач и пары подшипников качения.

Руководствуясь рекомендациями /1, с.30/, принимаем    .

После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

и требуемую мощность электродвигателя

Pтр кВт.

С учётом требуемой мощности Ртр = 0,488 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн = 0,55 кВт /2, с.390/. Для двигателя недогрузка составляет (0,488- 0,55)•100% /0,55=11,25%.

Для двигателей мощностью 0,55 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения nн: 682,5, 900, 1390,5, 2745 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода iср, вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной, зубчатой и цепной передач соответственно iср з=5, iср ц=5/2, с.7/. После перемножения получим в результате iср=5•5=25.

При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его ведомого вала  об/мин потребуется двигатель с частотой вращения n=icp•n4=25• 25,783= 644.575 об/мин.

Окончательно выбираем /2, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А80B8 со следующими параметрами:

номинальная мощность Рн= 0,55 кВт;

номинальная частота вращения nн= 682,5 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному Тn/Тн=1,6.

.2 Передаточное отношение привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n1=nн

общ= n1: n4= nн : n4                                                    (2.3)

Расчет по формуле (2.3) дает iобщ= 682,5 : 50= 26,47.

Примем /2, с. 6/ передаточные отношения:

для зубчатой конической передачи - iз= 5,5.

Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение

iц= iобщ: iз = 26,47 : 5,5= 4,813.

Проверка iобщ= 5,5•4,813= 26,47 убеждает в правильности вычислений.

.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

Частоты вращения валов:

n1=nн=682,5 об/мин;

n2=n1=682,5 об/мин;

n3=n2:iз=682,5 : 5,5=124,09 об/мин;

n4=n3:iц=124,9 : 4,813=25,78 об/мин.

Угловые скорости валов:

;

Мощности на валах привода:

1=Pтр=0,488 кВт;

P2=P1•ηм=0,488•0,99=0,483 кВт ;

P3=P2•ηз•ηп=0,483•0,97•0,99=0,464 кВт;

P4=P3•ηц•ηп =0,464•0,94•0,99=0,432 кВт.

Примечание. Здесь и далее мощность действующую на первом валу, принимаем за номинальную для использования в перспективе двигатель на полную мощность.

Моменты на валах привода:

1=P1: ω1=0,488•103:71,47=6,829 Н•м

T2=P2: ω2=0,483•103:71,47=6,758 Н•м

T3=P3: ω3=0,464•103:12,994=35,708 Н•м

T4=P4: ω4=0,432•103:2,699=160,059 Н•м

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя)

max= Tn=2 Tn /см.пункт 2.1.3/.

Номинальной мощности двигателя Pн=0,55 кВт соответствует номинальный момент

н=Pн: ω1=0.55•103:71,47=7,695 Н•м.

Отсюда T1max=2 Tn=2•7,695=15,391 Н•м

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности (см. пункт 2.3.4), в T1max: T1=15,391: 7,695 =2 раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

1max= T1•2=6,829•2=13,658 Н•м

T2max= T2•2=6,758•2=13,516 Н•м

T3max= T3•2=35,708•2=71,416 Н•м

T4max= T4•2=160,059 •2=320,118 Н•м

Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Частоты вращения, скорости, мощности и моменты на валах привода.

3 Расчёт зубчатых колёс редуктора

.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения

Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колес назначаем малолегированную конструкционную сталь 40Х по ГОСТ 4543 - 71. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием ) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с. 34/:

Шестерня            Колесо

Твердость                              НВ 270…300                 НВ 245…260

Предел текучести , не менее                690 МПа              540 МПа

Предел прочности , не менее              930 МПа              830 МПа

Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/

[]=;                                                         (3.1)

где    - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

КHL  - коэффициент долговечности;

[SH] - коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2, с. 27/

= 2HB + 70.                                                         (3.2)

Коэффициент долговечности /2, с. 33/

КHL= ,                                                                (3.3)

где    NHO - базовое число циклов;

NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов NHO= 107 /2, с. 33/.

Эквивалентное число циклов /3, с.184/

= 60•с•n•t,                                                                    (3.4)

Где    с - число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;- частота вращения этого колеса, об/мин;

t - срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса с = 1, n2= 682,5 об/мин, n3= 124,09 об/мин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены - 8 часов, получим t =250•2•8•10=40000 часов.

Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно:

NHЕ2=60•1•682,5•40000 164•107,

NHЕ3=60•1•124,09•40000 30•107.

Без вычислений видно по формуле (3.3), что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как NHЕ2 > NHO и NHЕ3 > NHO. В таком случае следует принимать KHL= 1 /2, с. 33/.

Если взять [SH]З = 1,15 /2,c. 33/ то расчет по формуле (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость /2, с. 35/

                                                 (3.5)

при соблюдении условия

,

где    и  - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (3.1), МПа;

 - меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (3.5), МПа.

Расчет по формуле (3.5) дает для пары . Условие  выполняется, так как 219,15 < 1,23•487=599.

Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из улучшенной стали, зависит от предела текучести  и вычисляется по формуле:

= 2,8·                                                          (3.6)

При = 540 МПа /минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1/

= 2,8·540= 1512 МПа.

Допускаемые напряжения при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с. 190/

                                                    (3.7)

Где sFlim - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствую - щий базовому числу циклов;

KFL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья /в случае реверсивной передачи/;

[SF] - допускаемый коэффициент безопасности /запаса прочности/.

По рекомендации /2, с.43…45/ берем:

для нормализованных и улучшенных сталей = 1,8НВ;

при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, KFC= 1;

для остальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [SF]= 1,75.

Коэффициент долговечности /3, с. 191/

КFL= ,                                                                 (3.8)

Где m - показатель корня;

NFO  - базовое число циклов;

NFE  - эквивалентное /действительное/ число циклов.

Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент m равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается NFO=4•106.

Для обоих колес NFE имеет те же численные значения, что и NHE /см. пункт 3.1.2/. Оба эти значения /для шестерни - 164•107, для колеса - 30•107/ больше NFO=4•106. Поэтому принимается коэффициент долговечности KFL= 1.

Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса

Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350

                                                               (3.9)

Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала /см.пункт 3.1.1/ дает для шестерни и колеса соответственно

.2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи

Межосевое расстояние конической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с. 32/

                                         (3.10)

где    Кa    - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колес соответственно;

u        - передаточное число зубчатой пары;

Т3     - момент на колесе /на большем из колес/, Н•м;

КHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

  - допускаемое контактное напряжение, МПа;

   - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u=i3=5,5 /передача понижающая/, а момент Т3=35,708 Н•м. Допускаемое напряжение = 219,15 МПа вычислено в пункте 3.1.2.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию = 0,25 возьмем по рекомендации /2, с.33/, рассматривая коническую прямозубую передачу.

Каждое колесо передачи расположено несимметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно КHb =1,15 .

В итоге расчет по формуле (3.10) дает

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения = 125 мм /2, с.36/.

Нормальный модуль /2, с.36/ mn= (0,01…0,02)•= (0,01…0,02)•125= (1,25…2,5) мм. Из стандартного ряда модулей /2, с.36/ берем mn= 2 мм.

Для конической передачи назначим предварительно угол наклона b = 35° /2,с. 48/.

Тогда число зубьев шестерни

Примем z2= 16, тогда число зубьев колеса z3= z2•u=16•5,5=88.

Фактическое передаточное отношение iЗ=u=zзуб:z2=88 : 16 = 5,5 , т.е. не отличается от принятого ранее в подразделе 2.2.

Уточненное значение

Оно соответствует b=15°.

При обработке шестерни с числом зубьев z2=16 подрезание исключается, так как условие неподрезания /2,с.38/ zmin=17•cos2b<z2=16 соблюдено, что видно без расчета.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно

мм,  мм.

Правильность вычислений подтверждается проверкой:

мм.

Диаметры вершин зубьев

a2=d2+2mn=38,46 + 2•2=42,46 мм, da3=d3+2mn=211,54 + 2•2=215,54 мм.

Ширина колеса

2=yba•a=0,25•125=31,2531 мм.

Шестерню возьмем шире колеса на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни b3=b2 + +5=31 + 5 = 36 мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybdзуб=b3 :d3=36 : 215,54= =0,167.

.3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи

Расчетное контактное напряжение для конических прямозубых передач /2, с. 31/

,                                        (3.11)

где    KH - коэффициент нагрузки;

b - ширина колеса расчетная /наименьшая/.

Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.

Окружная скорость колес

 м/с.

При такой скорости назначаем восьмую степень точности /2,с.32/.

Коэффициент нагрузки /2,с.32/ при проверочном расчете на контактную прочность

= KHa • KHb • KHn ,                                                  (3.12)

где    К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;b - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба /по ширине венца/;n - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /динамический коэффициент/.

По рекомендациям /2, с.39,40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:

         KHa = 1,09 при окружной скорости Jт=1,5 м/с и восьмой степени точности;

·   KHb = 1,04 при значении коэффициента ybd4=0,25 , твердости зубьев менее НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор;

·   KHn = 1 при окружной скорости J<5 м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.

Расчет по формуле (3.12) дает КH= 1,09• 1,04• 1= 1,133.

Ширину колеса b = 36 мм, рассматривая по-прежнему коническую пару. Момент на колесе Т3= 35,708 Н•м /см.раздел 2/.

Расчет по формуле (3.11) дает

Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом Т3max= 71,416 Н•м дает

Напряжения изгиба зубьев прямозубых конических колес при проверочном расчете на выносливость вычисляются по формуле /2,с.46/

                                (3.13)

где    Ft      - окружная сила, Н;

КF     - коэффициент нагрузки;

YF     - коэффициент формы зуба;

Yb     - коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых;

KFa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

B       - ширина колеса, находящаяся в зацеплении /минимальная/, мм;

mn     - модуль нормальный, мм.

В зацеплении колес тихоходной передачи действуют следующие силы /2,с.158/:

окружная  Н;

радиальная  Н;

осевая  Н.

Коэффициент нагрузки /2,с.43/

= KFb * KFn ,                                                    (3.14)

где    KFb  - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;n        - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /коэффициент динамичности/.

Примем KFb= 1,05 /2,с.43/ с учетом, что твердость колес менее НВ 350, коэффициент yba=0,25<0,4 , а колесо расположено несимметрично относительно опор.

Назначим KFn = 1,1 , учитывая дополнительно, что окружная скорость J=1,5 м/с < 3м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле (3.14) KF = 1,05 • 1,1 = 1,155.

Без расчетов, руководствуясь только рекомендацией /2, с.47/, возьмем KFa=0,92.

Коэффициент Yb определим по формуле /2,с.46/

/Здесь b° - вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в градусах./

Коэффициент формы зуба YF для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2,с.46/, которое составляет

для шестерни

для колеса

Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2,с.42/ YF2=3,61 , YF3= 3,60.

Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно

,

Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений  МПа и  МПа.

Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы FtТ, рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках

.

После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба

,

.

Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений  МПа и  МПа.

Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи, обоснованные в результате расчетов, сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи

4. Расчет цепной передачи

4.1 Для большей компактности передачи будем подбирать для нее двухрядную роликовую цепь

Для расчета приняты следующие исходные данные :

·   вращающий момент на ведущей звездочке Т3=35,708 Н•м;

·   частота вращения ведущей звездочки n3=124,09 об/мин;

·   передаточное число передачи uц=iц=4,813 , поскольку передача

понижающая (см, подраздел 2,2);

·   передача расположена с наклоном линии центров звездочек менее 60°;

·   смазка цепи периодическая;

·   натяжение цепи регулируется периодически перемещением одной из звездочек;

·   кратковременные перегрузки достигают 200% от номинальной агрузки;

·   работа привода двухсменная.

4.2 Число зубьев ведущей звездочки /2, с. 148/

Z3ц=31- 2•uц=31-2•4,813=21.374@21.

Число зубьев ведомой звездочки

Z4=Z3ц•uц=21•4,813=101,073=101.

4.3 Шаг роликовой цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляются по формуле /2, с. 149/

                                                         (5.1)

где    Т1     - вращающий момент на ведущей звездочке, Н*м;

КЭ    - расчетный коэффициент нагрузки /эксплуатационный коэффициент/;

z1 - число зубьев ведущей звездочки;

[P]     - допускаемое давление в шарнире цепи, МПа;

m      - число рядов цепи.

Ранее уже определялись: Т1=Т3=35,708 Н•м;   z3ц=21;       m= 2.

Расчетный коэффициент нагрузки /2,с.149/

КЭ= Кд•Ка•Кн•Кр•Ксм•Кп ,                                                         (5.2)

где    Кд - динамический коэффициент;

Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

Кн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи;

Кр - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

Ксм - коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи;

С учетом кратковременно действующих перегрузок примем Кд=1,25 /2, с. 149/. Возьмем Ка= 1 , приняв межосевое расстояние aц=40t /2, с.150/. Для принятого в пункте 4.1 угла наклона линии центров передачи менее 60° возьмем Кн=1 /2, с.150/.

Примечание - Значение коэффициентов Ка и Кн приняты условно, так как полностью передачу мы не конструируем и поэтому компоновка не выявляет обоснованные данные для их назначения.

Для принятого способа регулирования натяжения цепи /см. пункт 4.1/ коэффициент Кр= 1,25 /2, с.150/. Для периодической смазки возьмем Ксм=1,4 /2,с.150/. При работе в две смены Кп=1,25 /2, с.150/.

Расчет по формуле (4.2) дает

КЭ= 1,25•1•1•1,25•1,4•1,25=2,73.

Поскольку шаг цепи еще неизвестен, то возьмем пока ориентировочно, руководствуясь лишь частотой вращения малой звездочки n3= 124,09 об/мин, допускаемое давление в шарнирах цепи [P]=27 МПа /2, с.150/. Число рядов цепи m=2 принято ранее.

Расчетный шаг цепи по формуле (5.1)

.4 Ближайшие по шагу стандартные двухрядные роликовые цепи имеют нижеследующие характеристики /2, с.147/

4.5 Проверим первоначально цепь 2ПР-31,75-17700 по условию Р£[P]

Скорость цепи /2, с.153/

м/с.

Окружная сила

Давление в шарнире цепи /2, с.150/ при площади сечения шарнира Аоп=140мм2 /см. пункт 4.4/

Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=34,1 мм, числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=124,09 об/мин /2, с. 150/

Примечание - В последней формуле число 25,4 есть среднее значение табличных величин допускаемых давлений в МПа для частот 200 и 300 об/мин.

Результат расчета показывает, что условие Р£[P] не выполняется.

4.6 Проверим поэтому на выполнение этого условия цепь 2ПР-19,05-72000, имеющую больший шаг

Скорость цепи

м/с.

Окружная сила

Давление в шарнире цепи /2, с.150/ при площади сечения шарнира Аоп=211мм2 /см. пункт 4.4/

Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=34,1 мм, числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=124,09 об/мин /2, с.150/

В этом варианте расчета для цепи с шагом t= 34,1 мм условие Р£[P] выполняется. Поэтому окончательно выбираем двухрядную роликовую цепь 2ПР-31,75-17700 по ГОСТ 13568-75.

4.7 Число звеньев цепи при принятом ранее /см. пункт 4.2/ межосевом расстоянии aц=40•t /2, с. 148/

,                                             (5.3)

где    at=aц:t ; zS=z3ц+z4; D=(z4-z3ц):2p.

Расчет величин, входящих в формулу (4.3) дает

at=40; ZS=21+101=122; D=(101-21):(2•3,14)=12,73.

Расчетом по формуле (4.3) получим

Результат округляем до четного числа Lt=145

Уточненное межосевое расстояние /2,с.149/ при суммарном числе зубьев звездочек zS=122

Для свободного провисания цепи в конструкции передачи должна быть предусмотрена возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1363•0,004=5,45 мм. Округлим это значение до 5 мм.

Для восстановления натяжения цепи по мере ее износа конструкция передачи должна предусматривать также увеличение межосевого расстояния на 3%, т.е. на 1363•0,03=40,89 мм. Округлим эту цифру до 40 мм.

4.8 Диаметры делительных окружностей звездочек /2,с.148/

Диаметры внешних окружностей звездочек /2,с.148/ при диаметре ролика цепи d1=825,8 мм /2,с.147/

.9 На цепь действуют следующие силы:

·   окружная Ftц=291,89 Н. Она определена была в пункте 4.6;

·   центробежная Fn=q•n2 /2, c.151/. Эта сила при массе одного метра цепи q=3.5 кг/м /см. пункт 4.4/ и с корости цепи nц=1.48 м/с /см. пункт 4.6/ имеет величину Fn=3.5•1.482= 7.66 Н;

·   сила от провисания цепи Ff=9,81•Кf•q•aц /2,с.151/. При максимально возможном коэффициенте Кf=6 /горизонтальное расположение линии центров звездочек/ сила имеет величину Ff=9,81•6•3.5•1363•10-3=280,8 Н.

4.10 Расчетная нагрузка, действующая на валы цепной передачи /2,с.154/

в=Ftц+2Ff=291,89 +2•280,8 =853,47 H.

4.11  Коэффициент запаса прочности цепи /2,с.151/ при разрушающе нагрузке Q=211 кН /см. пункт 4.4/

Это значительно больше допускаемой величины [S] @ 9,4 /2, с. 151/ .

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

.1 Шестерня

Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.

Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст):

,

примем lст=36 мм.

.2 Колесо

Коническое зубчатое колесо кованое.

Его размеры: dae2=225,6 мм; b2=34 мм.

Диаметр ступицы dст=1,6dк2=72 мм; длина ступицы  принимаем lст=61 мм.

Толщина обода: принимаем

Толщина диска  принимаем С=13 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:  принимаем   принимаем

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки:   нижнего пояса корпуса:

Диаметры болтов: фундаментных:  принимаем фундаментные болты с резьбой М18; болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:  принимаем болты с резьбой М12; болтов, соединяющих крышку с корпусом:  принимаем болты с резьбой М10.

7 Расчет параметров цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Передаточное число цепной передачи:

Число зубьев ведущей звездочки: ; принимаем .

Число зубьев ведомой звездочки:  принимаем  Проверяем iцп:  отклонение  что допустимо.

Расчетный коэффициент нагрузки:

где кД - динамический коэффициент, при спокойной нагрузке КД =1;

ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, Ка =1;

кн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии, Кн =1;

кр - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при автоматическом регулировании цепи Кр =1,25;

кс =1 - при капельной смазке;

кп =1,25 - при двусменной работе;

Шаг однорядной цепи:

при  по [1, табл. 7.18] примем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи:

;

по [1,таб.7.15] принимаем цепь с шагом t=25,4мм; Q=60кН; q=2,6 кг/м; F=179,7 мм2,

где Q - разрушающая нагрузка;

q - масса одного метра цепи;

F - проекция опорной поверхности шарнира.

Примем цепь ПР-25,4-6000 по ГОСТ 13568-75.

Скорость цепи:

Окружное усилие цепи:

Проверяем давление в шарнире:

Межосевое расстояние:

Усилие от провисания цепи:  кf = 6, при горизонтальном расположении цепи.

Сила давления на вал:

Основные размеры ведущей звездочки.

Диаметр делительной окружности:

Диаметр наружной окружности:

привод подшипник передача соединение

Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:

где  

 требуемый запас [S]=8,9 (см. [1, табл. 7.19]), т.о. условие  выполнено.

Ступица звездочки:

принимаем

Толщина диска звездочки:

где Ввн =15,88 мм - расстояние между пластинами внутреннего звена.

8. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно производят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами.

Подшипники валов расположим в стаканах.

Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y1=6 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Найдём размер a1, определяющий положение радиальной реакции конического подшипника:

.

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника:

.

Примем размер между реакциями подшипников ведущего вала:

;

примем .