Расчет привода к люлечному цепному элеватору

Расчет привода к люлечному цепному элеватору

1.      Кинематический и силовой расчет привода

Исходные данные:

, где  - мощность на приводном валу элеватора, кВт;

, где  - число зубьев приводной звездочки;

, где  - шаг цепи, мм;

, где  - скорость тяговой цепи, м/c;

Цепь тяговая пластичная ГОСТ 588-81.

.1 Определение мощности электродвигателя

 , (1.1)

где  - мощность двигателя, кВт;

 - мощность на приводном валу, кВт;

 - общий КПД привода;

 [1, с. 7, табл. 1.1] (1.2)

где  - КПД муфты, ;

 - КПД подшипников качения, ;

- КПД зубчатой передачи,;

- КПД конвейера, ;

;

;

Выбираем двигатель AИР132М8 ТУ 16-525.564-84 [1,с 459,табл 24.9]

принимаем: ;

,

где  - номинальная частота вращения вала двигателя, .

1.2 Определение общего передаточного отношения

 , (1.3)

где  - частота вращения привода, ;

 , (1.4)

где Vц - скорость тяговой цепи, м/c; VЦ = 0,35 м/с;

Dзв - диаметр приводной звездочки, мм;

 [1, с. 6,](1.5)

где Pц - шаг цепи, мм; Pц = 125 мм;

Zзв - число зубьев приводной звездочки; Zзв = 12;

;

;

.

привод люлечный цепной элеватор

1.2.1 Определение передаточного отношения открытой зубчатой передачи.

 , (1.6)

где Uоп - передаточное отношение открытой зубчатой передачи;

, - передаточные отношения закрытых цилиндрических передач;

Uб = 4, Uт = 3, [1, с. 7, табл. 1.2]

.

1.3    Определение частот вращения валов привода

.3.1   первого вала:

; ;

1.3.2 второго вала:

;  ; (1.7)

1.3.3 третьего вала:

; ;(1.8)

1.3.4
четвертого вала

 ;  ; (1.9)

1.3.5 пятого вала

;  .

1.4    Определение мощностей на валах

1.4.1 на первом валу

; (1.10)

 ;

1.4.2 на втором валу:

; (1.11)

 ;

1.4.3 на третьем валу

;  (1.12)

 ;

1.4.4
на четвёртом валу

 ; (1.13)

;

1.4.5 на пятом валу:

; (1.14)

.

1.5    Определение вращающих моментов на валах.

 ; (1.15)

1.5.1 на первом валу:

; ;

1.5.2 на втором валу:

 ; ;

1.5.3 на третьем валу:

; ;

1.5.4
на четвёртом валу:

 ;

1.5.5 на пятом валу:

;

.6      Определение диаметров валов.

;(1.16)

где: -вращающий момент на i-том валу, ;

 - допустимое напряжение на i-том валу, мПа.

1.6.1 первого вала:

;

Где -величина справочная [1,с456],

;

1.6.2 второго вала:

 ;

1.6.3 третьего вала:

; ;

1.6.4
четвёртого вала:

; ;

1.6.5 пятого вала:

; ;

принимаем диаметры валов ГОСТ 6636-69 [1, с452, табл. 24.1]:

;

;

;

;

.

AИР132М8 ТУ 16-525.564-84

, ;

Исполнение IM1081

Рис. 1.2

Размеры:

Рис. 1.1. Кинематическая схема привода

.       
Расчёт клиноремённой передачи

Исходные данные:

2.1    Определяем сечение клинового ремня

Размеры сечения по ГОСТ 1284.1-89 сведены в таблицу [2,с. 288, табл. 12.2]

Табл. 2.1

h, мм	b0, мм	bР, мм	lР, мм		(dp)min, мм	А, м2	q, кг/м
			min	max
11	17	14	630	6300	125	0,18

где lР - расчётная длина по нейтральному слою, мм

А - площадь сечения, м2

q - масса 1 м длины, кг/м

.2      Определяем диаметр малого шкива d1

По графику [2,c. 290, рис.12.26], учитывая условия задания по габаритам и

рекомендации по количеству ремней (вследствие неизбежных погрешности ремней и канавок шкивов, приводящих к тому, что ремни натягиваются различно, появляются дополнительные скольжение, износ и потеря мощности) принимаем диаметр малого шкива мм и находим номинальную мощность передаваемую одним ремнём кВт.

2.3    Определяем диаметр ведомого шкива d2.

мм, (2.1)

округляем до стандартного диаметра из ряда [2,c. 289] и

принимаем мм.

2.4    Уточняем передаточное число ременной передачи.

, (2.2)

где  - коэффициент скольжения; ;

.

2.5    Определяем ориентировочное межосевое расстояние.

 ; (2.3)

;

 примем a = 500 мм.

2.6    Определяем предварительно длину ремня.

; (2.4)

;

По стандартному ряду длин выбираем L = 2240 мм [2,с. 288].

2.7    Уточняем межосевое расстояние.

 ; (2.5)

.8      Определяем угол захвата малого шкива.

 (2.6)

2.9    Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнём.

 (2.7)

где:  - номинальная мощность, передаваемая одним ремнём; ;

 - коэффициент угла обхвата;  = 0,92 по таблице [2, с. 289];

 - коэффициент длины ремня;  = 1 по графику [2, с. 291, рис.12.27];

 - коэффициент передаточного отношения;  = 1,14 [2, с. 291, рис.12.28];

 - коэффициент режима нагрузки; = 1,2 [2, с. 289];

.

2.10  Определяем число ремней.

 (2.8)

где  - коэффициент числа ремней, = 0,95 по таблице [2, с. 290]

Получаем 3 ремня

2.11  Определяем силу предварительного натяжения одного ремня.

 (2.9)

где v - скорость движения ремня, м/с

 - центробежная сила, Н

; (2.10)

 м/с ;

 , (2.11)

где  - плотность ремня, ρ = 1250 Н/м3;

A - площадь сечения, A = 138 м2;

 ;

.

2.12  Определим силу, действующую на вал.

; (2.12)

где  - угол между ветвями ремня;

 ; (2.13)

;

В статическом состоянии передачи ; (2.14)

;

При n = 712 мин-1 ; (2.15)

.

2.13  Определим ресурс наработки

; (2.16)

где  - срок эксплуатации при среднем режиме нагрузок, по ГОСТ 1284.2-89;  [2,с291];

 - коэффициент режима нагрузки, для умеренных колебаний  [2,с289];

 - коэффициент климатических условий, для центральных зон  [2,с291];

2.14 
Определим число пробегов в секунду

 ; (2.17)

Рис. 2.3 М1:1. Шкив ведущий

табл. 2.2

M, мм	b0, мм	bp, мм	b*, мм	h, мм	, ммr1, ммe, ммf, ммC, мм
71	17	14	4,2	10,8	13	1	19	12,5	14

d1, мм	dст, мм	dp, мм	de, мм	lст, мм	, градd0, мм
38	63	160	168,4	56	34	16

Рис. 2.4 М 1:2,5. Шкив ведомый.

Табл. 2.3

M, мм	b0, мм	bp, мм	b*, мм	h, мм	, ммr1, ммe, ммf, мм
71	17	14	4,2	10,8	13	1	19	12,5

d2, мм	dст, мм	dp, мм	de, мм	lст, мм	, град
38	63	500	508,4	56	34

.       
Расчет прямозубой цилиндрической передачи редуктора (тихоходная ступень)

Рис. 3.1. Кинематическая схема редуктора

Исходные данные:

3.1    Выбор материала шестерни колеса

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

 ,(3.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40Х ГОСТ 4543-71

шестерня:колесо:

где  - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

 - пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 830…850 ˚C; отпуск при t = 540…580 ˚C.

3.2   
Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,(3.2)

где  - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

 - пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы  и  [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

3.3   
Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(3.4)

где  - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

 - пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

 - коэффициенты безопасности;

 - коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

 - коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы  и  [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.5)

;

;

;

;

Определяем допускаемые контактные напряжения при кратковременной перегрузке.

;

;

;

.

3.4    Определяем допускаемые напряжения изгиба при кратковременной перегрузке.

,(3.6)

где  - предельные допускаемые напряжения изгиб, МПа;

 - коэффициенты запаса прочности;

;

 - предельная (максимальная) величина коэффициента долговечности;

;

 - коэффициент учета частоты приложения нагрузки при Tmax;

=1,3;

;

.

3.5    Определяем геометрические параметры цилиндрической прямозубой передачи

3.5.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

,(3.7)

где  - межосевое расстояние, мм;

 - передаточное число тихоходной ступени;

 - момент вращения на выходном валу редуктора, Н·м;

 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

 - коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(3.8)

 - допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

 - приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

,85 - опытный коэффициент;

Определим  [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная , определим , [2,с. 136, рис.8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

3.6    Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

, (3.9)

, (3.10)

где  - ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

.

3.7    Определяем величину модуля передачи

, (3.11)

где  - нормальный модуль зацепления, мм;

 - ширина венца колеса, мм;

 - коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563-60, [2, с.122, табл. 8.1]:

.

3.8    Определяем числа зубьев шестерни и колеса

3.8.1 Определяем суммарное число зубьев

, (3.12)

 - суммарное число зубьев;

;

,

где  - числа зубьев шестерни и колеса;

;

;

3.9    Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

, (3.13)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

Рис. 3.2

3.10 
Уточняем межосевое расстояние

;

3.11  Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

, (3.14)

где  - коэффициент расчетной нагрузки;

 - вращающий момент на третьем (промежуточном) валу редуктора, Н·м;

 - угол зацепления; ;

 - ширина венца шестерни, мм;

 - допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

,(3.15)

где  - коэффициент концентрации нагрузки; ;

 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости - V, м/с;

, (3.16)

где  - диаметр делительной окружности шестерни тихоходной ступени, мм;

 - частота вращения 3-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Конструктивно, можно принять: , ;

.

3.12  Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба.

, (3.17)

где  - расчетное напряжение изгиба, МПа;

 - окружное усилие, Н;

 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т.е.

 ;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 3,74, YFS2 = 3,75;

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

, (3.18)

где  - коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

 - выбирается по графику [2, с.136] в зависимости от ;

 - выбирается по табл. 8.3 [2, с.138] для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

3.12.1         Определяем окружное усилие

(3.19)

;

.

3.13  Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

;

,

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

,

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении тихоходной ступени.

4.     
Расчет косозубой цилиндрической передачи редуктора (быстроходная ступень)

Исходные данные:

4.1    Выбор материала шестерни колеса.

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

 ,(4.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71

шестерня:колесо:

где  - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

 - пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ˚C в масле; отпуск при t = 560…600 ˚C.

4.2    Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

,(4.2)

где  - допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса, МПа;

 - пределы выносливости материалов шестерни и колеса, МПа;

 - коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающие влияние срока службы и режима нагрузки;

Т.к. передача работает длительный срок, предел выносливости не изменяется.

;

Выберем из таблицы  и  [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(3.3)

;

;

.

4.3   
Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(4.4)

где  - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

 - пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

 - коэффициенты безопасности;

 - коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

 - коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы  и  [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(4.5)

;

;

;

;

.

4.4    Определяем геометрические параметры цилиндрической косозубой передачи

4.4.1 Определяем межосевое расстояние из расчета на контактную прочность

, (4.7)

где  - межосевое расстояние, мм;

 - передаточное число быстроходной ступени;

 - момент вращения на третьем валу привода, Н·м;

 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в зависимости от степени точности изготовления колес;

;

 - коэффициент концентрации нагрузки, зависящий от коэффициента ширины относительно диаметра делительной окружности ;

;(4.8)

 - допускаемые контактные напряжения для колеса, МПа;

 - приведенный модуль упругости для сталей, МПа;

;

,75 - опытный коэффициент;

Определим  [2, с. 143, табл. 8.4]: ;

;

Зная , определим , [2,с. 136, рис.8.15]: ;

;

Для нестандартного редуктора принимаем [2, с. 143]:

.

4.5    Определяем ширину венцов шестерни и колеса

, (4.9)

где  - ширина венца колеса, мм;

, (4.10)

где  - ширина венца шестерни, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

4.6    Определяем величину нормального модуля передачи.

, (4.11)

где  - нормальный модуль зацепления, мм;

 - ширина венца колеса, мм;

 - коэффициент ширины колеса по модулю, [2, с. 144];

=30;

;

Округляем по ГОСТ 9563-60, [2, с.122, табл. 8.1]:

.

4.7    Определяем угол наклона зубьев.

,(4.12)

где  - угол наклона зубьев, град;

 - коэффициент осевого перекрытия [2, с. 153];

;

Для косозубых передач ;

;

.

4.8    Определяем торцовый модуль

,(4.13)

где  - торцовый модуль, мм;

.

4.9   
Определяем числа зубьев шестерни и колеса

4.9.1 Определяем суммарное число зубьев

, (4.14)

 - суммарное число зубьев;

;

,

где  - числа зубьев шестерни и колеса;

;

.

4.10  Уточняем угол наклона зубьев.

;

;

.

4.11  Уточняем торцовый модуль.

4.12 
Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса.

, (4.15)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

;

.

.13 Уточняем межосевое расстояние

;

.

4.14  Проверочный расчет на усталостную прочность по контактным напряжениям

, (4.16)

где  - коэффициент расчетной нагрузки;

- коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям [2, с. 156];

,

где  - коэффициент торцового перекрытия;

для косозубого колеса  [1, с. 154]

 - вращающий момент на втором (входном) валу редуктора, Н·м;

 - угол зацепления; ;

 - ширина венца шестерни, мм;

 - допускаемое контактное напряжение колеса, МПа;

,(4.17)

где  - коэффициент концентрации нагрузки; ;

 - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени прочности, твердости поверхности зубьев и окружной скорости - V, м/с;

, (4.18)

где  - диаметр делительной окружности шестерни быстроходной ступени, мм;

 - частота вращения 2-го вала редуктора;

;

По таблице [2, с. 125, табл. 8.2] выбираем степень точности: 9-я степень точности;

Зная V и степень точности, выбираем по таблице [2, с. 138, табл. 8.3] :

;

;

;

Но так как не более чем на 5% (), оставляем это значение.

4.15  Проверочный расчет на сопротивление усталости по напряжениям изгиба

, (4.19)

где  - расчетное напряжение изгиба, МПа;

 - коэффициент повышения прочности косозубых передач;

,

где  - коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности вследствие наклона контактной линии и неравномерного распределения нагрузки;

 [2, с. 157];

;

 - окружное усилие, Н;

 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса;

Для косозубых колес выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

; ; (4.20)

Расчет ведем по тому из колес, у которого отношение допускаемого напряжения изгиба к коэффициенту формы зуба YF меньше, т.е.

 ;

Выбираем YFS по эквивалентному числу зубьев[2, с. 147, рис.8.20]:

YFS1 = 3,77, YFS2 = 3,75;

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

, (4.21)

где  - коэффициент расчетной нагрузки по напряжениям изгиба;

 - выбирается по графику [2, с.136] в зависимости от ;

 - выбирается по табл. 8.3 [2, с.138] для степени точности 9 и твердости поверхности зубьев.

;

;

;

;

;

4.15.1         Определяем окружное усилие

(4.22)

;

.

4.16  Определяем силы, действующие в зацеплении.

;

;

,(4.23)

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении быстроходной ступени;

,(4.24)

где Fa1,2 - осевая сила шестерни и колеса, Н;

, (4.25)

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении быстроходной ступени.

;;.

Рис. 4.1. Силы в зацеплении косозубой передачи

.       
Эскизная компоновка редуктора

Исходные данные:;

.1 Расчет элементов корпуса редуктора.

5.1.1 Определяем толщину стенки корпуса и крышки редуктора.

,[3, с.241](5.1)

где  - толщина стенки корпуса редуктора, мм;

 - межосевое расстояние тихоходной ступени, мм;

,[3, с.241](5.2)

где  - толщина стенки крышки редуктора, мм;

мм;

мм;

Принимаем по ГОСТ 6636-69.

5.1.2 Определяем толщину верхнего пояса (фланца) корпуса.

,[3, с.241](5.3)

где  - толщина верхнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.3
Определяем толщину нижнего пояса (фланца) корпуса.

,[3, с.241](5.4)

где  - толщина нижнего пояса (фланца) корпуса, мм;

.

5.1.4 Определяем толщину лапки.

, [3, с.241](5.5)

где  - толщина лапки, мм;

;

Принимаем по ГОСТ 6636-69 .

5.1.5 Определяем толщину ребер основания корпуса.

,[3, с.241](5.6)

где - толщина ребер основания корпуса, мм;

.

5.1.6 Определяем толщину ребер крышки.

, [3, с.241](5.7)

где  - толщина ребер крышки, мм;

.

5.1.7
Определяем диаметры фундаментных болтов.

,[3, с.241](5.8)

где  - диаметр фундаментальных болтов, мм;

;

Принимаем Болт М20-6g x ГОСТ 7796-70.

5.1.8 Определяем диаметры болтов у подшипников.

, [3, с.241](5.9)

где  - диаметр болтов у подшипников, мм;

;

Принимаем Болт М12-6g x 90 ГОСТ 7796-70.

5.1.9 Определяем диаметры болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой.

 , [3, с.241](5.10)

где  - диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой, мм;

;

Принимаем Болт М10-6g x 45 ГОСТ 7796-70 Табл. 5.1

Параметры	Болты
	М10	М12	М20
283341
161820

Табл. 5.2

Болты	Гайки
Болт М10-6g x 45 ГОСТ 7796-70	Гайка М10-6H.5 ГОСТ 15521-70	Шайба 10 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М12-6g x 90 ГОСТ 7796-70	Гайка М12-6H.5 ГОСТ 15521-70	Шайба 12 65Г ГОСТ 6402-70
Болт М20-6g x 40 ГОСТ 7796-70	Гайка М20-6H.5 ГОСТ 15521-70	Шайба 20 65Г ГОСТ 6402-70

.1.10 Определяем размеры гнезда под подшипник

5.1.10.1      Винты крепления крышки подшипника d4.

Принимаем d4 = М10.

5.1.10.2      Определяем длину гнезда.

,[3, с.242](5.11)

где  - длина гнезда, мм;

;[3, с.242](5.12)

;

.

5.1.11         Определяем размеры штифта.

Диаметр штифта.

Выбираем по таблице [3, с.243, табл. 10.5] dш = d3 = 10 мм

Длина штифта.

,[3, с.242](5.13)

где  - длина штифта, мм;

.

Принимаем Штифт 2.10x35 ГОСТ 3128-70.

5.1.12         Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса.

, [3, с.242](5.14)

где  - наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру, мм;

.

Рис.5.1 М1:1. Лапа

Табл.5.3

δ,мм	h,мм	d1,мм	D,мм	C1,мм	K1,мм	r, мм
10	4	22	30	20	41	6

Рис. 5.2 М1:1. Бобышка

Табл. 5.4

δ,мм	C2,мм	К2,мм	Rб,мм
10	18	33	15

Рис. 5.3 М1:1. Фланец

Табл. 5.5

C3,мм	К3,мм	δ,мм	d3,мм
16	28	10	10

Рис. 5.4 М1:1. Сливная пробка

Табл. 5.6

d, мм	b, мм	m, мм	a, мм	L, мм	D, мм	S, мм	l, мм
M16x1,5	12	8	3	23	26	17	19,6

.       
Конструирование валов редуктора и зубчатых колес

6.1    Конструирование промежуточного вала

Исходные данные:

;

На промежуточном валу устанавливаются колесо быстроходной ступени и шестерня тихоходной ступени. Расстояние между торцами колес принимаем .

6.1.1 Определяем диаметр буртика колеса и шестерни.

,(6.1)[1, с. 46]

где  - величина заплечика, мм;[1, с. 46]

;

.

6.1.2 Определяем диаметр вала под подшипник

;(6.2)

;

Диаметр вала под подшипник должен быть кратен 5.

.

6.1.3
Определяем диаметр буртика подшипника

;(6.3)

;

;

Подшипники устанавливаются в гнезде корпуса на глубину .

6.1.4 Выбор подшипников

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

рис. 6.4 М1:1. Шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75

Табл. 6.1

d, мм	D, мм	Dω, мм	B, мм	S, мм	r, мм
45	100	17,462	25	8,25	2,5

.2      Конструирование входного вала редуктора

Исходные данные:

6.2.1 Определяем диаметр вала под уплотнение.

За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752-79 [1, c.473]

; t = 3,5мм;(6.4)

;

Принимаем: Манжета 1.1 - 45x65 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

6.2.2 Определяем диаметр вала под подшипник.

(6.5)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75.

6.2.3 Определяем диаметр буртика подшипника.

; t = 3,5 мм;(6.6)

.

6.3   
Конструирование выходного вала редуктора

Исходные данные:

6.3.1 Определяем диаметр вала под уплотнение

За уплотнение принимаем манжету резиновую армированную ГОСТ 3752-79 [1, c.473]

; t = 3,5мм;(6.6)

;

Принимаем: Манжета 1.1 - 60x80 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

6.3.2 Определяем диаметр вала под подшипник

(6.7)

;

Принимаем шариковый радиальный однорядный подшипник 312 ГОСТ 8338 - 75:

Рис. 6.5 М1:1

Табл. 6.2

d, мм	D, мм	Dω, мм	B, мм	S, мм	r, мм
60	130	22,225	31	10,5	3,5

.3.3   Определяем диаметр вала под колесо тихоходной ступени.

; (6.8)

.

6.3.4
Определяем диаметр буртика колеса

; t = 3,5 мм;(6.9)

.

6.3.5 Определяем диаметр буртика подшипника.

;(6.10)

.

6.4    Конструирование зубчатых колес

6.4.1 Определение конструктивных элементов зубчатых колес

Промежуточный вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.11)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 .

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.12)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69  и .

Толщина обода колеса:

, где[1, с. 66](6.13)

 - ширина венца колеса, мм;

 - модуль зацепления, мм;

;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69  и .

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.14)

;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69  и.

Выходной вал:

;

Диаметр ступицы:

;[1, с. 66](6.15)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Длина ступицы:

; [1, с. 66](6.16)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Толщина обода колеса:

, где[1, с. 66](6.17)

 - ширина венца колеса, мм;

 - модуль зацепления, мм;

;

Принимаем по ГОСТ6636-69.

Толщина диска:

;[1, с. 66](6.18)

;

Принимаем по ГОСТ6636-69 .

Рис. 6.6 М1:1. Зубчатое колесо

Табл. 6.1

dв,мм	dст,мм	d,мм	dа,мм	df,мм	R,мм	C,мм	S,мм	bw,мм	lст,мм	d0, мм
60	85	376	380	371	6	17	8	63	63	20

Табл. 6.2

dв,мм	dст,мм	d,мм	dа,мм	df,мм	R,мм	C,мм	S,мм	bw,мм	lст,мм	d0, мм
48	75	124	128	119	6	17	8	67	67	-

Табл. 6.3

dв,мм	dст,мм	d,мм	dа,мм	df,мм	R,мм	C,мм	S,мм	bw,мм	lст,мм	d0, мм
48	75	223,44	226,48	219,64	6	10	8	36	56	40

.5      Шпонки призматические

Промежуточный вал:

Шпонка 14x9x45 ГОСТ 232360-78;

Шпонка 14x9x56 ГОСТ 232360-78.

Выходной вал:

Шпонка 18x11x50 ГОСТ 232360-78;

Шпонка 16x10x63 ГОСТ 232360-78.

Входной вал:

Шпонка 10x8x50 ГОСТ 232360-78.

рис. 6.7. Шпоночное соединение

Табл. 6.4

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
48	45	14	9	31	5,5	3,8

Табл. 6.5

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
48	56	14	9	42	5,5	3,8

Табл. 6.6

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
60	50	16	10	32	4,3

Табл. 6.7

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
60	63	18	11	47	7	4,4

Табл. 6.7

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
60	63	18	11	47	7	4,4

Табл. 6.8

d,мм	l,мм	b,мм	h,мм	lp,мм	t1,мм	t2,мм
38	50	10	8	40	5	3,3

.6 Конструирование крышек подшипников

.6.1 Конструирование крышек подшипников входного вала

Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=8 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

 ; (6.19) [1,c.167]

где 1- толщина ножки крышки, мм;

; (6.21) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

; (6.22) [1,c.167]

где d - диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10мм;

 (6.23) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

 ;

В - ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

 ;

6.6.2 Конструирование крышек подшипников промежуточного вала

Исходные данные:

D=100 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника: [1,с.167]

=7 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

 ; (6.24) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

;

 ; (6.25) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

;

; (6.26) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

;

; (6.27) [1,c.167]

где d - диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

c = 10мм;

 (6.28) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

;

В - ширина подшипника, мм;

В=25 мм;

;

6.6.3 Конструирование крышек подшипников выходного вала

Исходные данные:

D=130 мм.

Размеры крышки выбираются в зависимости от диаметра отверстия в корпусе под подшипник.

Размеры крышки подшипника:[1,с.167]

=7 мм - толщина стенки крышки;

d =10 мм - диаметр винтов крепления крышки корпусу;

z = 6 - число винтов крепления крышки корпусу;

 (6.29) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

 (6.30) [1,c.167]

где - толщина стенки крышки, мм;

 (6.31) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

D - диаметр отверстия в корпусе под подшипник, мм;

 (6.32) [1,c.167]

где d- диаметр винтов крепления крышки корпусу, мм;

 (6.33) [1,c.167]

где - длина гнезда под подшипник в корпусе редуктора , мм;

В - ширина подшипника, мм:

В=30 мм.

;

Крышка подшипника сквозная с манжетой

Рис.6.8 М1:1

Манжета 1.1. - 45 x 60 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

Табл. 6.9

d, мм	D, мм	δ, мм	Dф, мм	lh, мм	dотв, мм	DМ, мм
45	100	7	140	17	10	60

Манжета 1.1. - 60 x 80 - 2 ГОСТ 8752 - 79.

Табл. 6.10

d, мм	D, мм	δ, мм	Dф, мм	lh, мм	dотв, мм	DМ, мм
45	130	8	170	17	10	80

Крышка подшипника глухая

Рис. 6.9 М1:1

Табл. 6.11

D, мм	δ, мм	Dф, мм	lh, мм	dотв, мм
100	7	140	17	10

Табл. 6.12

D, ммδ, ммDф, ммlh, ммdотв, мм
130	8	170	17	10

7. Расчет шпонки выходного вала

рис.7.1 М1:1

 

Исходные данные:

b=18мм

h=11мм

l=50мм

lр=32мм

T4=809 Н*м

d=60мм

Шпонка 18x11x50 ГОСТ 23360-78

материал - Сталь 45 ГОСТ 1050 - 88.

Расчет шпонки на смятие

 (7.1)

где: Т - крутящий момент на валу, Н*м

 - допускаемое напряжение на смятие материала шпонки, МПа

 - высота шпонки, мм

lр- расчётная длина шпонки, мм

d - диаметр вала, мм

Расчет шпонки на срез

 (7.2)

где: Т - крутящий момент на валу, Нм

 - допускаемое напряжение на срез материала шпонки, МПа

 - ширина шпонки, мм

lр- расчётная длина шпонки, мм

d - диаметр вала, мм

8.     
Расчет входного вала на статическую прочность

Дано: Fм=1057,89 H;

Ft=2547,12 H;

Fr=940,51 H;=435,22 H;=8,27 H*м;=71,625 H*м;

a=0,1305 м;

в=0.0535 м;

c=0.0745м.

Материал вала - сталь 40Х

σв = 850МПа, στ=550 МПа

.1 Расчёт реакций опор

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости X) :

 

Рассчитаем реакции в опорах А и В (в плоскости Y):

 

.2 Рассчитаем суммарные изгибающие моменты

 , где  - суммарный изгибающий момент, Н*м;(8.1)

;

;

;

;

;

;

;

;

Рассчитаем эквивалентные моменты

 , где Мэкв. - эквивалентный момент, Н*м; (8.2)

a = 0,75, т.к. передача нереверсивная;

ТК - крутящий момент, Н*м;

.3 Проверка статической прочности вала быстроходного вала.

  (8.3)

где  - эквивалентное напряжение, МПа

 - напряжение изгиба при перегрузках, МПа

 - напряжение кручения при перегрузках, МПа

 - предельное допускаемое напряжение, МПа

; (8.4)

;  (8.5)

; (8.6)

где d - диаметр вала в опасном сечении;

 - предел текучести материала, сталь 40Х;

;

При перегрузках напряжения удваиваются

8.4 Расчет вала на сопротивление усталости быстроходного вала

Самое опасное сечение II-II, внутреннее кольцо подшипника установлено на валу с натягом, поэтому концентратор напряжений - посадка с натягом.

Рассчитаем запас сопротивления усталости в опасном сечении II-II

 ,  (8.7)

где S - общий запас сопротивления усталости;

 - запас сопротивления усталости по изгибу ;

 - запас сопротивления усталости по кручению ;

 - допускаемый запас сопротивления усталости;

 ;

 , (8.8)

где  - пределы выносливости, МПа ;

;(8.9)

; (8.10)

;

 - коэффициенты корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости

;(8.11)

; (8.12)

;

;

σ _m - среднее напряжение цикла нормальных напряжений σ _m =

 - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

 (8.13)

;

, -коэффициенты концентрации напряжений в опасном сечении при изгибе и кручении;

 - эффективные коэффициенты концентрации напряжения при изгибе и кручении;

,- коэффициенты, учитывающие размеры вала (масштабный фактор);

 - фактор шероховатости,   =0,935 [1,стр.189, табл. 10.8];

- коэффициент, учитывающий наличие поверхностного упрочнения; ;

По таблице 10.13 [1,стр.190] находим:

;

;

;

;

 ;

Т.к. S > 2.5..3, то специальный расчет на жесткость не производится.

9. Проверочный расчет подшипников качения на долговечность быстроходного вала

Исходные данные:

Предварительно выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник 309 ГОСТ 8338 - 75;

,

где  - динамическая грузоподъемность подшипника;

,

где  - статическая грузоподъемность подшипника;

;

;

;

;

;

,

где  - коэффициент радиальной нагрузки, [4, стр. 141];

,

где  - коэффициент вращения, [4, стр. 142];

,

где  - коэффициент безопасности, [4, стр. 145, табл. 9.4];

,

где  - температурный коэффициент, [4, стр. 147, табл. 9.4];

,

где  - коэффициент надежности;

,

где  - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации; при обычных условиях работы ;

,

где  - требуемая долговечность подшипника;

Подшипники установлены по схеме в распор.

Схема нагружения подшипников:

Рис.9.1

;

;

Определяем отношение ,

где ;

;

Определяем отношение :

;

По таблице 9.2 [4, с. 143] находим e и Y,

где e - коэффициент влияния осевого нагружения;

Y - коэффициент осевой нагрузки;

e = 0,19;

Y = 2,30;

Т.к. , то

,(9.1)

где  - эквивалентная динамическая нагрузка наиболее нагруженного подшипника;

;

,(9.2)

где  - динамическая грузоподъемность;

;

Подшипник пригоден.

Определяем долговечность подшипника:

,(9.3)

.

10. Смазывание узлов привода

.1 Определение количества масла, заливаемого в редуктор

Залив масла в редуктор производится через смотровой люк.

Рекомендуется на 1кВт мощности двигателя заливать 0,35-0,8 литров масла:

 (10.1)

 (10.2)  (10.3) где - площадь днища редуктора, ;

 (10.4)

где а - ширина днища, дм;

а=1,53 дм;

b- длина днища, мм;

b=6,55 дм;

Колеса быстроходной ступени редуктора смазываются с помощью смазочной шестерни из текстолита.

.2 Смазывание подшипников качения

Смазывание подшипников всех валов затруднено, т.к они расположены на значительной высоте от поверхности масла и смазывание разбрызгиванием невозможно. Используется пластичный смазочный материал ЦИАТИМ-201 ГОСТ 6267 - 74. Смазочный материал должен занимать 1/2 - 1/3 свободного объема полости корпуса. Периодичность смазки 1 раз в 5 месяцев.

В этом случае подшипники закрыты с внутренней стороны уплотнительными шайбами.

.3 Выбор масла

Для смазываний зубчатых передач с контактными напряжениями σНср.,

средней окружной скоростью, рабочей температурой 500 используем масло марки И-40А, с кинематической вязкостью 35 мм2/с.

Слив масла производится через сливное отверстие с пробкой.

.4 Смазывание открытой цилиндрической передачи.

На поверхность открытой зубчатой передачи наносим смазку

ЛИТОЛ 24 ГОСТ 21120-87. Периодичность смазки: 1 раз в неделю.

11. Расчет открытой прямозубой цилиндрической передачи

Исходные данные:

.1 Выбор материала шестерни колеса

Для шестерни и колеса принимаем одну и ту же марку стали, учитывая, что материал шестерни должен быть тверже материала колеса не менее чем на 15…70 единиц твердости по Бринеллю, т.е.

 ,(11.1)

где H1 - твердость материала по Бринеллю для колеса;

H2 - твердость материала по Бринеллю для шестерни;

Выбираем материал шестерни и колеса из таблицы [2, c. 170, табл. 8.7]:

Сталь 45 ГОСТ 1050-88

шестерня: колесо:

где  - пределы прочности колеса и шестерни, МПа;

 - пределы текучести колеса и шестерни, МПа;

HB1, HB2 - твердости по Бринеллю шестерни и колеса;

Улучшение: Закалка при t = 820…840 ˚C; отпуск при t = 560…600 ˚C.

.2 Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

,(11.4)

где  - допустимые напряжения изгиба для материалов шестерни и колеса, МПа;

 - пределы выносливости зубьев по напряжениям изгиба, МПа;

 - коэффициенты безопасности;

 - коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Т.к. нагрузка односторонняя, то ;

 - коэффициенты долговечности;

При длительно работающей передаче

Выберем из таблицы  и  [2, с. 176, табл. 8.8]:

;(11.5)

;

;

;

;

.

11.3 Определяем числа зубьев шестерни и колеса

Числом зубьев шестерни задаемся:

, (11.12)

;

;

.4 Определяем коэффициент формы зуба

 - коэффициент формы зуба шестерни и колеса, выбираем в зависимости от числа зубьев шестерни и колеса , принимая передачу без смещения ,

где X - коэффициент смещения инструмента при нарезании зубьев;

Выбираем YFS по числу зубьев[2, с. 147, рис. 8.20]:

YFS1 = 4,12, YFS2 = 3,73.

11.5 Определяем отношения .

;

;

, следовательно расчет ведем по 2-му колесу.

11.6 Определяем нормальный модуль зацепления из расчета на изгиб

, [2, с. 133] (11.12)

где m - нормальный модуль, мм;

T5 - момент вращения на 5-м валу;

YFS2 - коэффициент формы зуба;

YFS2 = 3,73; [2, с. 147]

Z2 - число зубьев колеса;

Z2 = 86;

Ψm - коэффициент изменения ширины колеса по модулю; [2, с. 147]

Ψm = 30;

 - коэффициент распределения нагрузки при изгибе;

,(11.13)

где nст - степень точности; [2, с. 144]

nст = 9;

;

 - коэффициент концентрации нагрузки по напряжениям изгиба;

[2, с. 136]

=1,25;

;

По ГОСТ 9563-60: m = 5мм.

11.7 Определяем диаметры окружностей шестерни и колеса

, (11.13)

где d1 и d2 - диаметры делительной окружности шестерни и колеса, мм;

da1 и da2 - диаметры окружностей вершин шестерни и колеса, мм;

df1 и df2 - диаметры окружностей впадин шестерни и колеса, мм;

;

;

11.8 Определяем межосевое расстояние

;

.

.9 Уточняем передаточное число открытой передачи.

;(11.16)

11.10 Определяем ширину венцов шестерни и колеса.

, (11.9)

где  - ширина венца шестерни, мм;

 - коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

[2, с. 143]

;

, (11.10)

где  - ширина венца колеса, мм;

;

;

Принимаем до стандартного ряда чисел по ГОСТ 6636-69 [1, с.452]:

;

.

.11 Определяем конструктивные элементы колес.

,(11.20)

где - диаметр ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

,(11.21)

где  - длина ступицы шестерни и колеса, мм;

;

;

,(11.22)

где  - ширина торцов зубчатого венца, мм;

;

,(11.23)

где  - толщина диска, мм;

;

Эскизы колес

Рис. 11.1 М1:1

Табл. 11.1

d4,мм	dст1,мм	d1,мм	dа1,мм	df1,мм	C,мм	S,мм	bw1,мм	lст1,мм
53	60	100	110	87.5	16	14	53	56

Рис. 11.2 М1:2

Табл. 11.2

d5,мм	dст2,мм	d2,мм	dа2,мм	df2,мм	C,мм	S,мм	bw2,мм	lст2,мм	d0, мм
71	106	430	440	417.5	16	14	48	48	40

11.12 Определяем силы, действующие в зацеплении

,

где Ft1, Ft2 - окружные силы в зацеплении;

;

;

,

где Fr1,2 - радиальные силы в зацеплении.

,

где Fn1,2 - нормальные силы в зацеплении.

Т.к. долговечность данного подшипник меньше требуемой долговечности , следовательно, выбираем подшипник однорядный радиальный с короткими цилиндрическими роликами: подшипник 2712 ГОСТ 8328-75 Исполнение 2000.

Рис. 8.2 М 1:1

Табл. 8.1

d, мм	D, мм	B, мм	Dw, мм	S, мм	S1, мм	l, мм
60	140	51	22	12.8	8	34