Курсовой проект(Детали машин). Проектирование одноступенчатого редуктора ленточного конвейера.

Министерство науки и высшего образования Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
«Новосибирский государственный технический университет»
Кафедра проектирования технологических машин
Пояснительная записка
к курсовому проекту
по дисциплине «Основы конструирования машин и механизмов»
на тему «Проектирование привода к горизонтальному валу ленточного
конвейера»
Выполнил:
Шкундалев Г.
18.11.2021
Фамилия И.О., подпись, дата сдачи на проверку
Факультет:
МТ
Группа:
КП-901
Направление подготовки: 15.03.04 Автоматизация
(код и наименование)
технологических процессов и производств
Руководитель: ______Ванаг Ю.В.___
Фамилия И.О., подпись, дата защиты
_____________________________________
_____________________________________
_____________________________________
_____________________________________
_____________________________________
_____________________________________
_____________________________________
Балл:____, ECTS_____, Оценка___________
Новосибирск
2021 г.
СОДЕРЖАНИЕ
Введение ........................................................................................................................... 4
Техническое задание №2 ................................................................................................ 5
1 Кинематический и силовой расчет привода .............................................................. 6
1.1 Определение мощности электродвигателя ................................................... 6
1.2 Определение расчетной частоты вращения вала электродвигателя .......... 6
1.3 Распределение потока мощности по валам привода ................................... 8
1.4 Крутящие моменты на электродвигателе и валах привода ........................ 9
2 Определение размеров колес закрытой цилиндрической косозубой передачи... 10
2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора
......................................................................................................................................... 10
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [σН] с учетом графика
нагрузки .......................................................................................................................... 10
2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [σF] с учетом графика нагрузки
......................................................................................................................................... 12
2.4 Определение размеров зубчатых колес ...................................................... 13
2.5 Определение размеров зубчатых колес z1 и z2 редуктора ....................... 14
2.5.1 Расчет элементов облегчения конструкции колеса .......................... 16
2.6 Проверка прочности зубчатых колес редуктора ........................................ 16
2.6.1 Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям ............. 16
2.6.2 Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба ...................... 18
2.6.3 Проверка прочности зубьев шестерни и колеса при перегрузках .. 20
3 Расчет цепной передачи............................................................................................. 21
3.1 Кинематические, силовые и геометрические характеристики передачи 21
3.2 Геометрические параметры цепи ................................................................ 22
3.3 Проверочный расчет ..................................................................................... 23
4 Эскизная компоновка ................................................................................................. 25
4.1 Проектный расчет валов редуктора ............................................................ 25
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
Разраб
Пров
Н. Контр.
Утв
№ докум
Подпись
Дата
Шкундалев Г.
Ванаг Ю.В.
Литера
Содержание
Лист
Листов
2
50
КП-901
4.1.1 Выбор материала валов ....................................................................... 25
4.1.2 Расчет ступеней вала ........................................................................... 25
4.2 Выбор муфт. Выбор смазки ......................................................................... 26
4.2.1 Выбор муфты ........................................................................................ 26
4.2.2 Выбор смазки........................................................................................ 27
4.3 Размеры звездочек цепной передачи .......................................................... 27
4.4 Расчет элементов корпуса ............................................................................ 28
4.5 Выбор уплотнений. Выбор крышек подшипников. Выбор посадок ....... 29
4.5.1 Выбор уплотнений ............................................................................... 29
4.5.2 Выбор крышек подшипников ............................................................. 31
4.5.3 Выбор посадок...................................................................................... 31
4.6 Аналог и прототип конструкции ................................................................. 33
5 Выбор и расчет шпоночных соединений ................................................................. 34
6 Силы в зацеплении. расчетные схемы. определение реакций ............................... 36
7 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности ................................. 41
8 Проверочный расчет вала .......................................................................................... 43
8.1 Расчет на сопротивление усталости ............................................................ 43
8.2 Расчет вала на статическую прочность....................................................... 45
8.3 Расчет вала на жесткость .............................................................................. 46
Заключение .................................................................................................................... 49
Список использованных источников .......................................................................... 50
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
3
ВВЕДЕНИЕ
Приводом называют совокупность устройств, предназначенных для
приведения в действие машин и механизмов. Привод может состоять из: цепных,
ременных, зубчатых, червячных передач. Наиболее часто в приводе используется
механизм называемый редуктором. В курсовом проекте предстоит
спроектировать привод включающий в себя редуктор и различные передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных
передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи
вращения от вала двигателя к валу рабочей машины[1]. Назначение редуктора
понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента
ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого
чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи —
зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. Редуктор проектируют либо для
привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на
выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам [1]:
 типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);
 числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);
 типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническоцилиндрические и т.д.);
 относительному расположению валов редуктора в пространстве
(горизонтальные, вертикальные);
 особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с
раздвоенной ступенью и т. д.).
Редукторы достаточно широко используются в машиностроении,
самолетостроении, ракетостроении, при производстве климатотехники и систем
вентиляции.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
4
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ №2
Спроектировать механический привод к горизонтальному валу ленточного
конвейера (рисунок 1). Окружное усилие F , окружная скорость v , диаметр D
барабана и вид зацепления зубчатых колес приведены в таблице 1.
Рисунок 1 – Привод ленточного конвейера
Таблица 1 – Исходные данные
F3 , кН
Вариант
4
5
v3 , м/с
D3 , мм
0,4
0,12
Вид зацепления
Кз
График нагрузки привода изображен на рисунке 2. Коэффициенты  и  ,
срок службы в годах L , коэффициент годового использования K Г и коэффициент
суточного использования K С приведен в таблице 2.
Т – номинальный крутящий момент; ТП –пусковой момент; t – время
эксплуатации привода.
Рисунок 2 – График нагрузки привода
Таблица 2 – Данные к графику нагрузки привода
Вариант
4
1
-4
10
2
3
4
1
2
0,4
0,4
0,2
0,5
0,2
L
3,5
KГ
0,1
KС
0,2
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
Разраб
Пров
Н. Контр.
Утв
№ докум
Подпись
Дата
Шкундалев Г.
Ванаг Ю.В.
Литера
Техническое задание
Лист
Листов
5
51
КП-901
1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1.1 Определение мощности электродвигателя
Необходимая расчетная мощность электродвигателя определяется по
формуле [2]
F v
(1.1)
Pдв  3 3 ,
пр
где пр - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.
Определим общий КПД привода по формуле [2]
пр  оп  зп  мф ,
(1.2)
где оп =0,95 – КПД открытой цепной передачи;
зп  0,98 – КПД закрытой передачи;
мф  0,97 – КПД муфты.
Тогда
пр  0,95  0,98  0,97  0,903,
5000  0,4
 2214,84 Вт = 2,21 кВт.
0,903
По справочным данным [2] выбираем стандартный
электродвигатель мощностью Pдв  2,2 кВт.
Pдв 
асинхронный
Определим перегрузку  мощности электродвигателя:
P  P
2200  2214,84

100% 
100%  0,67%  8%.
P
2200
Найденная перегрузка мощности электродвигателя Pдв меньше 8%, что
допустимо.
1.2 Определение расчетной частоты вращения вала электродвигателя
Так как при одной мощности двигателя, существует 4 его модификации с
синхронными частотами вращения: nдв  3000; 1500; 1000; 750 мин-1
соответственно, то для выбора частоты вращения двигателя определим
передаточные отношения привода для каждого варианта (в расчетах используем
фактическую (асинхронную) частоту вращения 𝑛′дв = 2850; 1395; 945; 709 мин-1,)
по формуле
n
  дв  iоп
  iзп
,
(1.3)
iпр
n3
 – расчетное значение общего передаточного отношения привода;
где iпр
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
6
nдв и n3 – частоты вращения исполнительного механизма и двигателя,
n3 
60  v3
60  0,4

 63,7, мин-1 соответственно;
  D 3,14 120
 – принятое по рекомендации передаточное отношение цепной передачи;
iоп
i
  пр – расчетное передаточное отношение закрытой передачи.
iзп

iоп
Расчет проводим для четырех вариантов двигателей с одинаковой
мощностью.
1. nдв  1395 мин 1 .
1395
 21,9.
63,7
 . В соответствии
Зададимся передаточным отношением цепной передачи iоп
 = 2,8.
с рекомендациями, примем iоп
 
iпр
Тогда
21,9
 7,82 .
2,8
В соответствии с ГОСТом 20301-95, округлив значение, получаем iзп  8.
 :
Уточним передаточное число цепной передачи iоп
 
iзп
 
iоп
21,9
 2,74 .
8
Тогда
iпр  8  2,74  21,92 .
Определим погрешность  между требуемой величиной передаточного
отношения и фактической:

  iпр
iпр
21,92  21,9
100% 
100%  0,09%  4%.

iпр
21,92
Результаты расчетов остальных вариантов приведены в таблице 1.1.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
7
Таблица 1.1 – Передаточные числа элементов привода
Частота вращения
двигателя асинхронная
709
945
-1
nдв, мин
nим, мин-1
1395
2850
63,7
′
𝑖пр
11,13
14,84
21,9
44,74
𝑖пр
11,12
14,84
21,92
-
′
𝑖оп
2,8
2,8
2,8
′
𝑖зп
3,98
5,3
7,82
𝑖оп
2,78
2,65
2,74
2,8
15,97 (вариант не
подходит по
рекомендациям)
-
𝑖зп
4
5,6
8
-
0,72
0
0,09
-
Δ𝑖 , %
По результатам расчета, приведенным в таблице 3, выбираем асинхронный
двигатель электродвигатель АИР90L4 мощность Pдв  2,2 кВт, имеющий частоту
вращения nдв  945 мин 1 [2].
1.3 Распределение потока мощности по валам привода
Pдв  2214,84 Вт;
PI  Pдв мф  2214,84  0,97  2148,4 Вт;
PII  PI зп  2148,4  0,98  2105,4 Вт;
PIII  PII оп  2105,4  0,95  2000,13 Вт;
1.4 Частоты вращения и угловые скорости электродвигателя
и валов привода
Электродвигатель и валы привода имеют следующие частоты вращения:
nдв  945мин 1 ;
nI  nдв  945 мин 1;
nII  nI / iзп  945 / 5,6  168,75 мин1;
nIII  nII / iоп  168,75 / 2,65  63,68 мин1;
Электродвигатель и валы привода имеют следующие угловые скорости:
  nдв 3,14  945
дв 

 98,91 с-1;
30
30
I  дв  98,91 с-1;
II 
  nII
30

3,14  168,75
 17,66 с-1;
30
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
8
III 
  nIII
30

3,14  63,68
 6,66 с-1;
30
1.4 Крутящие моменты на электродвигателе и валах привода
Tдв  Pдв / дв  2214,84 / 98,91  22,4 Н  м;
TI  PI / I  2148,4 / 98,91  21,72 Н  м;
TII  PII / II  2105,4 / 17,66  119,22 Н  м;
TIII  PIII / III  2000,13 / 6,66  300,32 Н  м;
Результаты расчетов кинематических и силовых параметров приведены в
таблице 1.2.
Таблица 1.2 – Параметры привода ленточного конвейера
Элементы привода
Наименование
Передаточное
отношение i
Частота
вращения n,
мин-1
Угловая
скорость ω, c-1
Мощность P,
Вт
Крутящий
момент T, Н∙м
Электродвигатель
Вал I
Вал II
Вал III
быстроходный
тихоходный
(ИМ)
𝑖зп = 5,6, 𝑖оп = 2,65
945
945
168,75
63,68
98,91
98,91
17,66
6,66
2214,84
2148,4
2105,4
2000,13
22,4
21,72
119,22
300,32
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
9
2
ОПРЕДЕЛЕНИЕ
РАЗМЕРОВ
КОЛЕС
ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ КОСОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ
ЗАКРЫТОЙ
2.1 Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колес
редуктора
Желая получить небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора с
косозубыми цилиндрическими колесами, применим для их изготовления
качественную, но сравнительно дешевую сталь 40Х. Заготовка – поковка.
Для заготовок зубчатых колес примем термообработку «улучшение» до
твердости НВ 260–280 [3]. Для улучшенной стали 40Х с твердостью НВ 260–280
предел прочности в = 950 МПа, предел текучести т = 700 МПа [3].
Зададим для шестерни редуктора твердость НB1 = НВ 280, а для зубчатого
колеса на 20…30 единиц меньше [1] – НB2 = НВ 260.
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений [σН] с учетом графика
нагрузки
Допускаемые контактные напряжения:
– для шестерни
(
)
(2.1)
[ H ]1  H lim 1 K HL1;
SH
– для колеса
[ H ]2 
( H lim )2
K HL 2 ,
SH
(2.2)
где ( H lim )1 и ( H l i m) 2– пределы контактной выносливости зубьев шестерни и
колеса изготовленных из стали 40Х и прошедших объемную закалку типа
«улучшение»;
S H  1,1 – коэффициент безопасности;
K HL1 и K HL 2 – коэффициенты долговечности шестерни и колеса.
Пределы контактной выносливости:
– для шестерни
( H lim )1  2  HB1  70  2  280  70  630;
– для колеса
( H lim ) 2  2  HB2  70  2  260  70  590,
где НВ1 и НВ2 – твердость заготовок, используемых для изготовления шестерни и
зубчатого колеса соответственно.
Привод работает в режиме длительной эксплуатации, расчет коэффициента
безопасности KHL проводим согласно графику нагрузки (рис. 3.2.1 б) , чтобы
учесть влияние срока службы и режима работы передачи [4].
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
10
Для контактных напряжений:
K HL  6 N HG / N HE  1, но  2,4.
(2.3)
2,4
Базовое число циклов нагружения для сталей: N HG  30 HB [4].
При переменном цикле нагружения:
N HЕi  60  c   Ti Tmax   ni  ti ,
3
(2.4)
где с – число зацеплений зуба за один оборот колеса (с равно числу колес,
находящихся в зацеплении с рассчитываемым);
n – частота вращения того из колес, по материалу которого определяют
допускаемое напряжение, мин–1;
t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;
Ti , Tmax – крутящие моменты, которые учитывают при расчете на усталость и
максимальный из моментов, за который принимаю момент на валу колеса, по
материалу которого определяют допускаемое напряжение, Н·м.
Суммарный срок службы привода t , ч, называемый ресурсом передачи
определяют согласно выражению:
t  L  365  KГ  24  KС ,
(2.5)
где L – срок службы, годы;
K Г , K С – коэффициенты годового и суточного использования передачи.
t  3,5  365  0,1 24  0,2  613,2.
Проверим число циклов нагружения шестерни:
при с = 1;
N HE1  60  c  n1  t  1  60  1  945  613,2  104  3,48  103  5  104 ,
NHE1  60 1 945  613,2   ((1)3  0,4  (0,5)3  0,4  (0,2)3  0,2)  1,57 107.
Эквивалентное число циклов нагружения K HLi :
- шестерни:
Базовое число циклов нагружения шестерни:
NHG1  30HB12,4  30  2802,4  2, 24 107 ,
K HL1  6 2,24  107 / 1,57 107  1,06.
– колеса (при с=1):
N HE1 1,57  107

 2,8  106.
iзп
5,6
Базовое число циклов нагружения колеса:
N HE 2 
NHG 2  30HB22,4  30  2602,4  1,87 107 ,
K HL 2  6 1,87 107 / 2,8 106  1,37.
Для зубчатых колес редуктора получим:
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
11
630
1,06  607,09 МПа;
1,1
590
[ H ]2 
1,37  734,82 МПа.
1,1
Для косозубых передач за расчетное Н принимают среднее из
напряжений Н1 и Н2 1, но не более 1,25Нmin 4. В рассматриваемом
случае Нmin = Н1 = 607,09 МПа.
[ ]  [H ]2 607,09  734,82
[ H ]  H 1

 670,96МПа;
2
2
[ H ]  1,25[ H ]min  758,87 МПа.
Таким образом, для зубчатых колес расчетное допускаемое контактное
напряжение [ H ]  670,96 МПа.
[ H ]1 
2.3 Расчет допускаемых напряжений изгиба [σF] с учетом графика
нагрузки
Допускаемые напряжения изгиба шестерни и зубчатого колеса рассчитаем
по формуле

(2.6)
[ F ]  F lim  K FL ,
SF
где  F lim – предел контактной выносливости зубьев шестерни и колеса
изготовленных из стали 40Х и прошедших объемную закалку типа «улучшение»;
S F  1,75 – коэффициент запаса прочности;
K FL – коэффициент долговечности шестерни и колеса.
 F lim
Для стали 40Х с термообработкой «улучшение» при твердости менее HB350
 1,8HB [1]. Отсюда имеем:
– для шестерни
( F lim )1  1,8HB1  1,8  280  504 МПа;
– для колеса
( F lim )2  1,8HB2  1,8  260  468 МПа.
Коэффициент долговечности K FL при длительном режиме эксплуатации
вычисляем с учетом графика нагрузки.
При HB  350 [4]:
K FL  6 N FG / N FE  1, но  2,
(2.7)
где N FG  4  106 – число циклов нагружения стали;
N FE –число циклов при переменном цикле нагружения.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
12
При переменном цикле нагружения эквивалентное число циклов N FE
вычисляют по формуле
N HЕi  60  c   Ti Tmax   ni  ti .
6
(2.8)
Эквивалентное число циклов нагружения N FE1 :
– для шестерни
NFE1  60 1 945  613,2   ((1)6  0,4  (0,5)6  0,4  (0,2)6  0,2)  1,41 107 ;
K FL1  6 4  106 / 1,41  107 =0,81<1,
принимаем равным K FL1 =1;
– для колеса
N FE1 1,41 107
N FE 2 

 2,52 106 ;
iзп
5,6
K FL 2  6 4  106 / 2,52  106 =1,08.
Рассчитаем допускаемы напряжения изгиба:
– для шестерни
504
[F ]1 
1  288 МПа.
1,75
– для колеса
468
[F ]2 
1,08  288,82 МПа.
1,75
2.4 Определение размеров зубчатых колес
Межосевое расстояние a w зубчатой передачи редуктора равно
aw  0,75(u  1) 3
где u 
EпрTII K H 
[ H ]2 u 2ba
(2.9)
,
z2
 iзп – передаточное число;
z1
Eпр  2,1 105 МПа – приведенный модуль упругости;
TII – крутящий момент на тихоходном валу, кН.м;
K H  – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба;
[ H ] – среднее допускаемое контактное напряжение зубьев колес, МПа;
 ba  0, 4 – коэффициент ширины колеса относительно межосевого
расстояния [1].
Коэффициент ширины шестерни шестерни относительно диаметра  bd
определяется по формуле
bd  0,5 ba (u  1)
(2.10)
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
13
Для выбора K H  требуется знать значение  bd [4].
bd  0,5  0,4(5,6  1)  1,32 .
Методом линейной интерполяции коэффициент K H 
bd 1,32
 1,062 [4].
В итоге межосевое расстояние a w равно
5
3
2,1

10

119,22

10
 1,062
aw  0,75(5,6  1) 3
 82,97 мм.
2
2
670,96  5,6  0,4
По ГОСТ 9563-81 принимаем стандартное значение aw  125 мм.
Ширина зуба колеса:
bw  b2   ba  a  0,4  125  50 мм.
Модуль зацепления определяется по формуле
b
mn  w ,
m
(2.11)
где  m  25 – коэффициент ширины колеса относительно модуля зацепления [4].
50
 2 мм.
25
Примем стандартное значение mn  2 мм , по ГОСТ 9563-81.
mn 
2.5 Определение размеров зубчатых колес z1 и z2 редуктора
В соответствии с рекомендациями [1] предварительно примем   13 – угол
наклона зуба косозубой передачи.
Проверим условие: коэффициент осевого перекрытия   1,1 [4]:
 
bw  sin  50  sin13

 1,79  1,1.
  mn
3,14  2
Известно, что:
0,5  mn  z
,
cos 
где z  z1  z2 – суммарное число зубьев шестерни и колеса.
aw 
(2.12)
Отсюда получим:
z 
aw  cos  125  cos13

 121,8.
0,5  mn
0,5  2
Примем z  122 , так как оно должно быть целым числом.
Число зубьев шестерни
z
122

 18,48.
u  1 5,6  1
Примем z1  19 , так как но должно быть целым числом. Тогда
z1 
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
14
z2  z  z1  122  19  103.
Уточним значение передаточного числа u :
z 103
u 2 
 5,42.
z1 19
Отклонение u от заданного значения передаточного отношения зубчатой
передачи редуктора iзп  5,6 составляет

iзп  u
5,6  5,42
 100% 
 100%  3,21%.
iзп
5,6
Уточним значение фактического угла наклона  зуба с точностью до
секунды:
0,5  mn  z
0,5  2  122
  arccos
 arccos
 12,5781  12 3441 .
aw
125
Делительный диаметр шестерни:
m
2 19
d1  n  z1 
 38,93 мм.
cos 
cos12,5781
Делительный диаметр зубчатого колеса:
m
2 103
d 2  n  z2 
 211,07 мм.
cos 
cos12,5781
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:
d a1  d1  2  mn  38,93  2  2  42,93 мм,
d a 2  d 2  2  mn  211,07  2  2  215,07 мм.
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
d f 1  d1  2,5  mn  38,93  2,5  2  33,93 мм,
d f 2  d2  2,5  mn  211,07  2,5  2  206,07 мм.
Межосевое расстояние зубчатых колес:
aw  0,5(d1  d 2 )  0,5(38,93  211,07)  125 мм.
Ранее была определена ширина зубчатого колеса: b2  50 мм.
Для цилиндрических зубчатых колес ширина шестерни
b1
должна
превышать ширину колеса b2 на 5 мм, то есть:
b1  b2  5  50  5  55 мм.
Результаты расчетов сведены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 – Параметры зубчатых колес
Зубчатое
Число
mn , мм
d , мм
колесо
зубьев z
1
19
38,93
2
2
103
211,07
d a , мм
d f , мм
a w , мм
b , мм
42,93
215,07
33,93
206,07
125
55
50
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
15
2.5.1 Расчет элементов облегчения конструкции колеса
Рассчитаем элементы конструкции колеса для его облегчения [5].
Параметры, которые необходимо рассчитать и конструкция колеса
приведены на рисунке 2.1
Рисунок 2.1 – Облегченная конструкция колеса
Примем ширину ступицы равной ширине зубчатого колеса b2  bст  50 мм .
Диаметр ступицы колеса: d1  1,6d  1,6  55  88 мм.
Диаметр вершин отверстий: D0  d a 2  (6...10)m  215,07  10  2  195,07 мм.
Толщина диска между ступицей и ободом: с  0,3b2  0,3  50  15 мм.
D0  d1 195,07  88

 141,54 мм.
2
2
D  d 195,07  88
Диаметр отверстий: d 2  0 1 
 21,42 мм.
5
5
Межосевой диаметр отверстий: D1 
2.6 Проверка прочности зубчатых колес редуктора
2.6.1 Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям
Условие прочности для шестерни 1 и зубчатого колеса 2 [4]:
H (1,2)  1,18Z H 
 u 1


  [H ],
2
d1(2)
bw sin 2 w  u 
EпрTI(II) K H
(2.13)
где Z H  – коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным
напряжениям;
TI – крутящий момент на шестерне, Н.мм;
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
16
K H – коэффициент расчетной нагрузки при расчетах на прочность при
контактных напряжениях;
 w  20 – угол зацепления.
Здесь
K H  cos 2 
Z H 
,

где
KH
–
коэффициент
неравномерности
зацепляющихся пар зубьев [1];
–
коэффициент

торцевого
(2.14)
нагрузки
одновременно
перекрытия
перекрытия,

 1 1 
  1,88  1,32      cos .
 z1 z2  

K H  K H  K H K H 
Для расчета коэффициента
Z H
(2.15)
необходимо определить параметры
входящие в формулу.
Найдем окружную скорость по формуле
  0,5  1  d1,
(2.16)
где 1 – угловая скорость быстроходного вала, c1 .
  0,5  98,91  38,93  103  1,93 м/с.
Для 8-ой степени точности и окружной скорости   1,93 м/с получим
K H   1,07 [4].

1 
1
  1,88  1,32  
   cos12,5781  1,755,
 19 103  

1,07  0,9762
Z H 
 0,7621.
1,755
Теперь вычислим параметры, входящие в коэффициент K H .
Коэффициенты
K H  и K H
ранее вычислены.
K H   1,07, K H   1,062.
Коэффициент K H  вычислим, используя метод линейной интерполяции [4].
Для окружной скорости шестерни   1,93 м/с и 8-ой степени точности
изготовления коэффициент K H   1,057 .
Отсюда
K H  1,07  1,062  1,057  1,2 .
Вычислим контактные напряжения на зубьях шестерни
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
17
2,1  105  21,72  103  1,2  5,6  1 
 H 1  1,18  0,7621 


5,6
38,932  50  sin 40


 327,264  [ H ]  670,96 МПа.
Условие прочности для шестерни выполняется  H 1  [ H ] .
Вычислим контактные напряжения на зубьях колеса
2,1  105  119,22  103  1,2  5,6  1 
 H 2  1,18  0,7621 


211,07 2  50  sin 40
 5,6 
 141,416  [ H ]  670,96 МПа.
Условие прочности для шестерни выполняется  H 2  [ H ] .
2.6.2 Проверочный расчет зубьев по напряжениям изгиба
Условие прочности для шестерни и зубчатого колеса [4]
Y
Y FK
F (1,2)  FS (1,2) F t F  [ F ],
bwmn
(2.17)
где YFS – коэффициент формы зуба [4];
YF – коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач;
Ft – окружная сила, действующая на зубья колес косозубой передачи,
2  103TI
, Н;
Ft  Ft1  Ft 2 
d1
K F – коэффициент расчетной нагрузки при расчетах на изгиб.
Определим силы, действующие в зацеплении косозубой цилиндрической
передачи.
Окружная сила Ft :
Ft 
2  103  21,72
 1115,85 Н.
38,93
Радиальная сила Fr :
Fr 
Ft  tg 1115,85  tg20

 416,12 Н.
cos 
cos12,5781
Осевая сила Fa :
Fa  Ft  tg  1115,85  tg12,5781  248,97 Н.
Теперь определим для шестерни и зубчатого колеса значения коэффициента
YFS . Имеем
zv1 
z1
19

 20,44  21,
3
3
cos  cos 12,5781
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
18
z2
103

 110,79  111.
3
3
cos  cos 12,5781
По расчету имеем [4]: (YFS )1  4,08 ( zv  21); (YFS ) 2  3,59 ( zv  111).
zv 2 
[ F ]i
для шестерни и зубчатого колеса.
(YFS )i
Вычислим соотношение
Из полученных результатов запишем:
– для шестерни:
[ F ]1 288

 70,59 МПа.
(YFS )1 4,08
– для колеса:
[ F ]2 288,82

 80,45 МПа.
(YFS )2
3,59
Расчет выполняем для шестерни, так как у нее
[ F ]i
меньше. Вычислим
(YFS )i
коэффициент YF .
YF 
где
K F   1,22
K F   Y

,
(2.18)
– коэффициент неравномерности нагрузки одновременно
зацепляющихся пар зубьев [4].
Y  1 

12,5781
1
 0,91,
140
140
1,22  0,91
 0,6326.
1,755
Вычислим коэффициент K F по формуле
YF 
K F  K F K F K Fv ,
(2.19)
где K F – коэффициент неравномерности нагрузки по ширине зуба;
K Fv – коэффициент динамической нагрузки при расчетах на изгиб.
Коэффициенты K F и K Fv найдем методом линейной интерполяции.
Таким образом, K F
bd 1,32  1,118,
K Fv
v 1,93  1,114.
Отсюда
K F  1,22  1,118  1,114  1,519.
Проверим условие прочности на изгиб для зубьев шестерни
4,08  0,6326  1115,85  1,519
F1 
 43,75 МПа <[ F ]1  288 МПа.
50  2
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
19
Условие прочности выполняется, так как  F 1  [ F ]1 .
2.6.3 Проверка прочности зубьев шестерни и колеса при перегрузках
Максимальные контактные  H max и изгибные  F max напряжения при
действии пикового момента должны удовлетворять условиям:
H max  H Kп  [H ]max ,
(2.20)
где  H – расчетное контактное напряжение, МПа;
[ H ]max  2,8  T – предельное допускаемое контактное напряжение, МПа;
K п  2, 2 – коэффициент перегрузки [4].
 F max   F K п  [ F ]max ,
(2.21)
где  F – расчетное изгибное напряжение, МПа;
[ F ]max  0,8  T – предельное допускаемое изгибное напряжение, МПа.
Для стали 40Х с твердостью меньше HB 350, T  700 МПа, поэтому:
[ H ]max  2,8  700  1960 МПа,
[ F ]max  0,8  700  560 МПа.
Таким образом, условия прочности для шестерни при перегрузках будут:
 H 1max  327,264  2,2  485,41 МПа  [ H ]max  1960 МПа,
 F 1max  43,75  2,2  96,25  [ F ]max  560 МПа.
Условия прочности  H max  [ H ]max и  F max  [ F ]max выполнятся.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
20
3 РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Кинематические, силовые и геометрические характеристики
передачи
Задаемся числом зубьев меньшей звездочки [1]:
z1  29  2  iоп  29  2  2,65  23,7.
Принимаем согласно рекомендациям [1] z1  26 .
Тогда
z2  z1  iоп  26  2,65  68,9.
Принимаем z2  69.
Уточним передаточное отношение открытой передачи:
z
69
iоп  2 
 2,65.
z1 26
Значения передаточного отношения рассчитанное в пункте 1 и сейчас
совпадают.
Значение скорости на барабане исполнительного механизма берем из
исходных данных v3  0, 4 м/с.
Определим ориентировочный шаг цепи по формуле
t
TII  K
,
z1  [ p]
(3.1)
где TII – вращающий момент на ведущей звездочке (тихоходном валу), Н.мм;
K – коэффициент;
z1 – число зубьев ведущей звездочки;
[p] – допускаемое давление в шарнирах цепи по нормам DIN 8195 [1].
Коэффициент K определяется по формуле
K  k1  k2  k3  k4  k5  k6 ,
(3.2)
где k1 = 1 – коэффициент учитывающий характер нагрузки (спокойная нагрузка);
k2 = 1 – коэффициент учитывающий межосевое расстояние (a = (30…50)t);
k3 = 1,3 – коэффициент зависящий от способа смазки (капельный);
k4 = 1,25 – коэффициент учитывающий продолжительность рабочего дня
(двухсменный);
k5 = 1 – коэффициент зависящий от угла наклона передачи (   60 );
k6 = 1 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи
(регулирование положением оси звездочек).
K  111,3 1,25 11  1,625.
Для расчета ориентировочного шага цепи примем [p] = 25 МПа [1].
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
21
119,22  103  1,625
t
 18,7.
26  25
Находим ближайшее стандартное значение шага цепи и основные размеры
и габариты цепи по ГОСТ 13568-97:
 шаг цепи: t  19,05 мм;
2,8 3
 масса 1-го метра длины m, кг: m = 1,9 кг;
 диаметр валика d , мм: d  5,94 мм;
 ширина цепи B, мм: B  18 мм;
 площадь: A  B  d .
A  18  5,96  107,28 мм 2 .
Межосевое расстояние a  35  t :
a  35 19,05  666,75 мм.
Определим скорость цепи по формуле
z  t  nII
v 1
,
60  103
где nII – частота вращения на тихоходном валу, мин-1.
(3.3)
26  19,05  168,75
 1,39 м/с.
60  103
Допускаемое давление в шарнирах цепи в зависимости от шага цепи при
помощи метода линейной интерполяции принимаем [3]:
[p] = 29,29 МПа.
Определим расчетное давление по формуле
T K
(3.4)
p  2,83  II 3 ,
z1  t
v
119,22  103  1,625
p  2,8 
 23,66 МПа.
26  19,053
Условие p<[p] выполняется.
Окончательно принимаем цепь ПР–19,05–31,8.
3
3.2 Геометрические параметры цепи
Число звеньев цепи определим по формуле
zц 
2a z2  z1


t
2
t
( z2  z1 ) 2
2
,
a
(3.5)
(69  26)2
19,05 
2  666,75 26  69
2  3,14
zц 


 125,91 мм.
19,05
2
666,75
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
22
Принимаем zц =126, так как оно должно быть целым числом.
Определим длину цепи по формуле
L  zц  t ,
(3.6)
L  126 19,05  2400 мм.
Уточним межцентровое расстояние по формуле
2
2
t 
z2  z1
z2  z1 

 z2  z1  
a   zц 
  zц 
  2
 ,
4 
2
2 

   


(3.7)
2
2

19,05 
26  69
26  69 
 z2  z1  

a
 126 
 126 
  2
   655 мм.
4 
2
2 
3,14





Для обеспечения провисания цепи уменьшаем межцентровое расстояние на
(0,002…0,004)a. Отсюда вычислим монтажное межцентровое расстояние:
a
aм 
 652,4...653,7 мм.
1,002...1,004
3.3 Проверочный расчет
Проверяем цепь по числу ударов по формуле
4  z1  nII
w
,
60  zц
w
(3.8)
4  26  168,75
 2,32 с1.
60  126
Допускаемое значение [3]:
[ w] 
[ w] 
508
,
t
508
 26,67 с1.
19,05
Условие выполняется w  [w] .
Коэффициент запаса прочности цепи определяется по формуле
FB
s
,
Ft  Fц  F f
(3.9)
где FB – разрушающая нагрузка цепи, Н;
Ft – окружная сила, Н;
Fц – нагрузка от центробежных сил, Н;
F f – сила от провисания цепи, Н.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
23
Разрушающая
нагрузка
цепи
определяется
по
источнику
[1]
FB  31,8  103 Н.
Окружная сила определяется по формуле
2  TII
Ft 
,
d д1
где d д1 
(3.10)
z1  t
– делительный диаметр ведущей звездочки, мм.

26 19,05
dд1 
 157,74 мм,
3,14
2  119,22 103
Ft 
 1511,6 Н.
157,74
Определим нагрузку цепи от центробежных сил:
Fц  m  v2  1,9 1,392  3,69 Н.
Определим силу от провисания цепи:
F f  9,81  k f  m  a  9,81  6  1,9  655  103  73,25H,
31,8 103
 20  [ s]  7,8.
1511,6  3,69  73,25
Условие выполняется s  [s].
s
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
24
4 ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА
4.1 Проектный расчет валов редуктора
4.1.1 Выбор материала валов
Для материала быстроходного и тихоходного валов возьмем сталь марки
40Х. Необходимые механические характеристики приведены в таблице 4.1 [3].
Таблица 4.1 – Характеристики стали валов
Марка стали
Твердость HB
40Х
260-280
Предел прочности 𝜎В ,
МПа
700
Термообработка
Улучшение
4.1.2 Расчет ступеней вала
Рассчитаем ступени быстроходного вала.
Диаметр поверхности под муфту определяется по следующей формуле
d  3
T1
,
0,2  
(4.1)
где Т1 – вращающий момент на быстроходном валу, Н.м;
[τ] = 18 – допускаемое касательное напряжение, МПа.
21,72  103
d 
 18,2 мм.
0,2  18
3
Согласно ГОСТ 21424, муфта подходящая по передаваемому моменту имеет
диаметр 20 мм. На основании этого примем d  20 мм.
Рассчитаем остальные ступени вала:
– под подшипник:
d П  d  (2...5) мм = 20  5  25 мм.
Выберем подшипник номер 205 у которого посадочный диаметр равен 25
мм.
– под шестерню:
d Ш  d П  (2...5) мм = 25  5  30 мм .
– буртик после шестерни:
d БШ  d Ш  (2...5) мм =30  3  33 мм.
– длина ступени под муфту:
l  (1,2...1,5)  d  1,4  20  28 мм.
– длина ступени для подшипника:
l  (1,2...1,5)  d П  1,2  25  30 мм.
Данные полученные при расчете тихоходного вала приведены в таблице 4.2.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
25
Таблица 4.2 – Ступени валов
Вал
d, мм
Быстроходный
20
Тихоходный
34
dП, мм
25
50
dК, мм
30
55
dБК, мм
33
60
l, мм
28
42
lДП, мм
30
60
После расчета видно что диаметр впадин шестерни и диаметр поверхности
под шестерню имеют малую разницу, поэтому целесообразно изготавливать валшестерню.
По диаметрам 𝑑П можно выбрать подшипники. Выбранные подшипники и
их параметры приведены в таблице 4.3.
Таблица 4.3 - Подшипники
Обозначение
Вал
подшипника
Быстроходный
205
Тихоходный
210
Cr,Н
Co,Н
d, мм
D,мм
B,мм
11000
27500
7000
20000
25
50
52
90
15
20
4.2 Выбор муфт. Выбор смазки
4.2.1 Выбор муфты
По диаметру d  20 мм и крутящему моменту T  21,72 Н  м выберем
фланцевую муфту по ГОСТ 20761–96. Для более правильного выбора муфты
рассчитаем момент на валу с учетом поправочного коэффициента перегрузки по
крутящему моменту по формуле
(4.2)
Tp  k  T1 ,
где k = (1,15…1.2).
Tp  (1,15...1,2)  21,72  24,98...26,06 Н  м.
По рассчитанным параметрам выбираем муфту фланцевую из стали 40
приведенную на рисунке 4.1 с характеристиками приведенными в таблице 4.4.
Рисунок 4.1 – Фланцевая муфта
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
26
Таблица 4.4 – Характеристики муфты
Т, Н . м
31,5
d, мм
20
dдв , мм
24
D, мм
90
l, мм
28
L, мм
60
Условное обозначение муфты: Муфта фланцевая 31,5-20-21-24-22 ГОСТ
20761-96.
4.2.2 Выбор смазки
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого
колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего
погружение колеса примерно h  2,5m...0,25d 2  2,5  2...0,25  211,07  5...53 мм.
Объем масляной ванны определяем из расчета 0,25 дм3 масла на 1 кВт
передаваемой мощности: V  0,25  2,2  0,55 дм3.
V  106 106  0,55

 27,5 мм. Увеличим высоту
Высота уровня масла: H 
AB
320,54  75
уровня масла до 32 мм, для более лучшего смазывания.
Вязкость масла при контактных напряжениях  H  670,96 МПа и скорости
  1,93 м/с должна быть примерно равна 60 106 м2 /с [1]. По ГОСТ 20799-88
выбираем масло индустриальное И70А.
Для камер подшипников выбираем пластичный смазочный материал:
Пресс–солидол С ГОСТ 4366-76. Смазку требуется заложить при сборке
редуктора.
4.3 Размеры звездочек цепной передачи
Делительные диаметры звездочек определяются по формуле
d дi 
zi  t
,

(4.3)
где zi – число зубьев звездочки;
t – шаг цепи, мм.
26 19,05
 157,74 мм,
3,14
69 19,05
dд1 
 418,61 мм.
3,14
Диаметр наружной окружности звездочек определяется по формуле
180
Dai  t (ctg
 0,7)  0,3d1,
zi
dд1 
(4.4)
где d1 – диаметр ролика цепи, мм, d1  11,91 мм.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
27
180
 0,7)  3,58  166,65 мм,
26
180
Da1  19,05(ctg
 0,7)  3,58  427,87 мм.
69
Диаметр ступицы звездочек определяется по формуле
d ст  1,6  d ,
Da1  19,05(ctg
(4.5)
где d – диаметр посадочной шейки вала, мм, п. 4.2.
dст1  1,6  34  54,4 мм,
dст2  1,6  45  72 мм.
Принимаем d ст1  55 мм.
Длина ступицы определяется по формуле
lст  (1, 2...1,6)d ,
(4.6)
lст1  (1,2...1,6)  34  40,8...54,4 мм,
lст2  (1,2...1,6)  45  54...72 мм.
Принимаем lст1  42 мм и lст2  55 мм.
Толщина диска звездочки: 0,93  Bвн  0,93  12,7  11,81 мм  12 мм.
Геометрические параметры звездочек приведены в таблице 4.5.
Таблица 4.5 – Геометрические параметры звездочек.
Звездочка
d д , мм
Da , мм
d ст , мм
lст , мм
Толщина
диска
звездочек,
мм
Ведущая
Ведомая
157,74
418,61
166,65
427,87
55
72
42
55
12
4.4 Расчет элементов корпуса
Элементы корпуса рассчитаны в таблице 4.6 [1].
Таблица 4.6 – Расчет элементов корпуса редуктора
Параметр
Расчетная формула
Значение
  8 мм;
1  8 мм.
Значения приняты равные 8
мм, так как   8 мм.
Толщина стенки корпуса и
крышки редуктора
  0, 0025a  1;
1  0, 02a  1
Толщина верхнего пояса
корпуса
Толщина нижнего пояса
крышки корпуса
Толщина нижнего пояса
корпуса
Толщина ребер основания
корпуса
b  1,5
12 мм
b1  1,51
12 мм
p  2,35
20
m  (0,85...1)
7 мм
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
28
Продолжение таблицы 4.6
Параметр
Толщина ребер крышки
Диаметр фундаментальных
болтов(n = 4 шт.)
Диаметр болтов у
подшипников
Диаметр болтов соединения
крышки с картером
Размеры определяющие
крепление положение болтов
d2
Высота бобышки hб под болт
d2
Расчетная формула
m1  (0,85...1)1
d1  (0,03...0,036)a  12
d2  (0,7...0,75)d1
d  (0,5...0, 6)d1
e  (1...1, 2)d 2 ;
e  14 мм;
q  0,5d 2  d 4
q  14 мм
hб выбирается так, чтобы
образовалась опорная
поверхность под головку
болта и гайку.
Гнезда под подшипники
Диаметр отверстия в гнезде
–
Диаметр гнезда
Dk  D2  (2...5)
Длина гнезда
l    c2  Rб  (3...5);
Rб  1,1d 2  13, 2 мм.
Размеры штифта
d ш  d3
Диаметр штифта
Длина штифта
lш  b  b1  5
Наименьший зазор между
наружной поверхностью
колеса и стенкой корпуса:
по диаметру
по торцам
Значение
7 мм
16 мм
Примем болт М16.
12 мм
Примем болт М12.
8 мм
Примем болт М8.
50-60 мм
Быстроходный вал:
Dn  62 мм.
Тихоходный вал:
Dn  90 мм.
Быстроходный вал:
Dk  97 мм.
Тихоходный вал:
Dk  132 мм.
Длина гнезд у обоих
подшипников имеет длину
l  40, 2 мм.
8 мм
29 мм
Принимаем lш  30 мм.
A  (1...1, 2)
A1  A
10 мм
10 мм
4.5 Выбор уплотнений. Выбор крышек подшипников. Выбор посадок
4.5.1 Выбор уплотнений
Для отделения камеры подшипника от общей смазочной системы
используем мазеудерживающие кольца, вращающиеся вместе с валом [1].
Вид кольца представлен на рисунке 4.2.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
29
Рисунок 4.2 – Конструкция мазеудерживающего кольца
Ширину кольца a следует принимать в интервале от 6 до 9 мм, ширину
впадин t следует принимать в интервале от 2 до 3 мм. Ширина всего кольца
принимается конструктивно.
Внутренний диаметр принимается равным
наружному диаметру вала, а наружный диаметр кольца принимается меньше на
0,1–0,3 мм номинального размера отверстия [1].
На основании вышеприведенных требований размеры мазеудерживающих
колец приведены в таблице 4.7.
Таблица 4.7 – Размеры мазеудерживающих колец
Вал
a, мм
t, мм
d, мм
D, мм
Быстроходный
Тихоходный
11
3
25
50
61,99
89,99
Ширина
кольца, мм
19
19
Для выходных концов валов требуется подобрать манжетные уплотнения по
ГОСТ 8572-79. Вид манжеты представлен на рисунке 4.3, ее размеры для валов в
таблице 4.8.
Рисунок 4.3 – Вид манжеты
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
30
Таблица 4.8 – Размеры манжет
Вал
D, мм
Быстроходный
52
Тихоходный
65
d, мм
25
50
h, мм
10
7
4.5.2 Выбор крышек подшипников
Крышки подшипников глухие выбираются по ГОСТ 18511-73. Крышки
подшипников сквозные выбираются по ГОСТ 18512-73. Конструкция крышек
подшипников представлена на рисунке 4.4. Размеры крышек представлены в
таблицах 4.9 и 4.10.
Таблица 4.9 – Размеры глухих крышек подшипников
Вал
D, мм
D1, мм D2, мм D3, мм
Быстроходный 62
78
95
52
Тихоходный
90
110
130
80
Таблица 4.10 – Размеры сквозных крышек подшипников
Вал
D=D4, D1,
D2,
D3,
H,мм
мм
мм
мм
мм
Быстроходный 62
78
95
52
17
Тихоходный
90
110
130
80
18
d, мм
7
9
H,мм
15
18
d,
мм
7
9
n,
шт
4
6
d2 ,
мм
14
20
n, шт
4
6
d2, мм
14
20
h2,
мм
2
2
B,
мм
15
15
h,
мм
5
6
b1,
мм
11
11
а
б
а – глухая крышка, б – сквозная крышка.
Рисунок 4.4 – Конструкция крышек подшипников
4.5.3 Выбор посадок
Для следующих соединений выберем посадки [6]:
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
31
H7
;
l6
L6
соединения внутренне кольцо подшипника корпус:
;
k6
H7
соединение зубчатое колесо – вал:
;
p6
H7
соединение звездочка – вал:
;
h6
H7
соединение муфта – вал:
;
m6
посадка на участок вала под манжету – h10;
H7
соединение крышка торцовая глухая – корпус:
;
d11
H7
соединение крышка торцовая сквозная – корпус:
;
h8
H7
соединение мазеудерживающее кольцо – вал:
;
n6
N9
соединения шпоночный паз вала – шпонка:
;
h9
 соединения наружное кольцо подшипника – корпус:









 соединения шпоночный паз колеса (звездочки, муфты) – шпонка:
Js9
.
h9
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
32
4.6 Аналог и прототип конструкции
На рисунке 4.5 показан аналог и прототип конструкции [7].
Рисунок 4.5 – Аналог и прототип конструкции
33
5 ВЫБОР И РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ
При выборе шпонок руководствуемся тем, что длина шпонки должна быть
на 2…5 мм меньше длины ступицы колеса(шкива, муфты).
Шпоночные соединения принято рассчитывать на срез и смятие, для
работоспособности шпонок эти два условия должны выполняться [8].
Условие прочности при расчете на смятие:
4T
(5.1)
 см 
 [ см ],
hl p d
где T  крутящий момент на валу, Н  м;
h – высота шпонки, мм;
l p  l  b – рабочая длина шпонки, мм;
d – диаметр шейки вала, мм;
[ cм ]  80...150 МПа [8].
Условие прочности при расчете на срез:
2T
 cp 
 [ cp ],
dbl
где b – ширина шпонки, мм;
l – длина шпонки, мм;
[ см ]  0,6  [ см ]  48...90 МПа [8].
(5.2)
Примем [ cм ]  100 МПа и [ см ]  60 МПа.
Шпонки располагаются на шейках валов диаметром 20 мм, 55 мм, 34 мм.
Выбираем шпонки:
– для диаметра 20 мм: Шпонка 6  6  22 ГОСТ 23360-78;
– для диаметра 55 мм: Шпонка 16  10  45 ГОСТ 23360-78;
– для диаметра 34 мм: Шпонка 10  8  36 ГОСТ 23360-78.
Шпонки изготовлены из стали 45 ГОСТ 1050-2013.
Выполним расчет шпонки расположенной на диаметре d  20 мм , где
располагается муфта:
– условие прочности на смятие
4  21,72  103
 см 
 45,25 МПа  [ см ].
6  (22  6)  20
Условие прочности выполняется  см  [ см ].
– условие прочности на срез
2  21,72 103
 16,45 МПа  [ cp ].
20  6  2
Условие прочности на срез выполняется  cp  [ cp ].
 cp 
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
34
Аналогично рассчитываем оставшиеся шпонки и сводим результаты в
таблицу 5.1.
Таблица 5.1 – Результаты выбора и расчета шпоночных соединений
 см ,
Шпонка по ГОСТ
Т,Н м
d , мм
Вал, деталь
23360-78
МПа
Быстроходн
Шпонка 6  6  22
21,72
20
45,25
ый, муфта
ГОСТ 23360-78
Шпонка
Тихоходный,
зубчатое
55
29,9
16 10  45 ГОСТ
колесо
23360-78
119,22
Тихоходный,
Шпонка 10  8  36
34
67,43
звездочка
ГОСТ 23360-78
 cp ,
МПа
[ см ],
МПа
[ cp ],
100
60
МПа
16,45
6,02
19,48
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
35
6 СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ. РАСЧЕТНЫЕ СХЕМЫ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ
РЕАКЦИЙ
Для начала необходимо составить схему сил в зацеплении. Схема сил в
зацеплении представлена на рисунке 6.1.
Рисунок 6.1 – Схема сил в зацеплении
Значения сил представленных на рисунке 6.1:
 окружная сила Ft  1115,85 Н, п.п. 2.6.2;
 радиальная сила Fr  416,12 Н, п.п. 2.6.2;
 осевая сила Fa  248,97 Н, п.п. 2.6.2;
 окружная сила в цепной передаче Ft  1511,6 Н, п.п. 3.3;
 радиальная сила в цепной передаче Fr  3,69 Н, п.п. 3.3. Данную силу в
расчете не учитываем в силу малости по сравнению с остальными силами.
Составим для валов редуктора расчетные схемы и определим реакции опор,
а также определим значения изгибающих моментов.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
36
Расчетная схема и эпюра изгибающих моментов для быстроходного вала
представлена на рисунке 6.2.
а – схема быстроходного вала; б – расчетная схема вертикальной плоскости;
в – расчетная схема горизонтальной плоскости; г – эпюра изгибающих моментов
действующих в вертикальной плоскости; д – эпюра изгибающих моментов
действующих в горизонтальной плоскости; е – эпюра крутящих моментов на
валу.
Рисунок 6.2 – Расчетная схема быстроходного вала
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
37
Определяем реакции опор. Для этого составляем уравнения:
1) M A  0;
2) M B  0.
3) Fy  0;
Из рисунка 6.2:
1) Fr1  b  RB1  2b  ma  0;
RB1 
 Fr1  b  ma 416,12  45  4846,2

 261,91 Н.
2b
90
Знак минус указывает на неверное направление силы.
2)  RA1  2b  Fr1  b  Fa 
RА1 
d1
0
2
 Fr1  c  ma 416,12  45  4846,2
=
=  154,21Н.
2b
90
Знак минус указывает на неверное направление силы.
Выполним проверку относительно точки приложения силы Fr :
3)  RA1  RB  Fr1  0
261,91  154,21  416,12  0.
Определим
изгибающие
моменты
для
вертикальной
плоскости
быстроходного вала.
1 сечение.
M z1  0 .
2 сечение.
M z 2   RA1  b  154,21  45  6939,45 Н.
3 сечение.
M z 3   RB1  b  261,91  45  11785,95 Н.
Аналогично вычислим реакции опор и моменты для горизонтальной
плоскости вала, в итоге получим:
 RA2  1376,75 Н;
 RB 2  321,67 H;
 M z1  21263,44 H;
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
38
 M z 2  14475,11 H;
 M z 3  14475,11 H.
Определим суммарные реакции опор быстроходного вала:
Fr1  RA  RA21  RA2 2  154,212  1376,752  1385,36 Н.
Аналогично найдем реакции опор и изгибающие моменты для двух
плоскостей тихоходного, результаты сведем в таблицу 6.1.
Таблица 6.1 – Реакции опор
R Ai , Н
Вал, плоскость
Быстроходный,
вертикальная
Быстроходный,
горизонтальная
Тихоходный,
вертикальная
Тихоходный,
горизонтальная
154,21
RBi , Н
Fr1 , H
Fr 2 , H
261,91
1385,4
M z1 ,кН
M z 2 ,кН
M z 3 ,кН
0
-6,94
-11,79
414,81
1376,75
321,67
-21,26
14,47
14,47
484,64
68,51
23,02
-3,25
0
25,3
103,54
103,54
719,67
532,02
3159,5
3160,2
Расчетная схема тихоходного вала представлена на рисунке 6.3.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
39
а – схема тихоходного вала; б – расчетная схема вертикальной плоскости; в
– расчетная схема горизонтальной плоскости; г – эпюра изгибающих моментов
действующих в вертикальной плоскости; д – эпюра изгибающих моментов
действующих в горизонтальной плоскости; е – эпюра крутящих моментов на
валу.
Рисунок 6.3 – Расчетная схема тихоходного вала
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
40
7
ПОДБОР
ПОДШИПНИКОВ
ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ
ПО
ДИНАМИЧЕСКОЙ
Проверим ранее выбранные шариковые однорядные радиальные
подшипники по ГОСТ 8338-75 на динамическую грузоподъемность [8].
Требуемая динамическая грузоподъемность определяется по формуле
Cr  Pэ  m L ,
(7.1)
где 𝑃э – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для подшипников, кН;
m – показатель степени, для шариковых подшипников m  3 .
Эквивалентная динамическая нагрузка определяется по формуле
Pэ  (VXFr  YFa ) K б  K т ,
(7.2)
где Fr – радиальная нагрузка, Н;
Fa  осевая нагрузка, Н;
𝐾Б – коэффициент безопасности;
𝑋 – коэффициент радиальной нагрузки;
Y – коэффициент осевой нагрузки;
𝐾𝑇 – температурный коэффициент.
Долговечность подшипника в млн. оборотов определяется по формуле
60  n  Lh
(7.3)
L
,
106
где n – частота вращения вала, мин-1;
Lh – долговечность подшипника, ч.
Перед расчетом примем:
– при вращении внутреннего кольца V = 1;
– при работе с умеренными толчками K б  1, 4 ;
– при температуре менее 100 С K т  1 ;
– для ленточного конвейера Lh  8000 ч.
Выполним расчет для подшипника 205 ГОСТ 8338-75, с характеристиками:
– d = 25 мм;
– D = 52 мм;
– B = 15 мм;
– динамическая грузоподъемность, С = 11000 Н;
– статическая грузоподъемность С0 = 7000 Н;
– n1 = 945 мин-1;
– Fr1  1385,36 H;
– Fa  248,97 H.
Отношение
Fa 248,97
F

 0,036, e = 0,23 [8]. Сравним отношение a с e.
C0
7000
Fr1
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
41
Fa
248,97

 0,179  e.
Fr1 1385,36
Коэффициенты X =1, Y = 0 [8].
Эквивалентная динамическая нагрузка:
Pэ  (1  1  1385,36  0  248,97) 1,4  1939,5 Н.
Долговечность подшипника в млн. оборотах:
8000  60  945
L
 453,6 млн.об.
106
Динамическая грузоподъемность:
Cr  1939,5  3 453,6  14900 H.
Полученное значение динамической грузоподъемности превышает
паспортное, поэтому выберем подшипник другой серии с большей динамической
грузоподъемностью: Подшипник 305 ГОСТ 8338-75. Характеристики
подшипника приведены в таблице 7.2.
Проведем аналогичный расчета для подшипника тихоходного вала и
получим, что Cr  19140 Н, что меньше паспортной динамической
грузоподъемности. Так как Cr  C это означает, что подшипник выбран верно.
Характеристики окончательно выбранных подшипников приведены в
таблице 7.2.
Таблица 7.2 – Характеристики подшипников
Обозначение
Вал
Cr,Н
подшипника
Быстроходный
305
17600
Тихоходный
210
27500
Co,Н
d, мм
D,мм
B,мм
11600
20000
25
50
62
90
17
20
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
42
8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛА
8.1 Расчет на сопротивление усталости
Запас сопротивления усталости определяется по формуле [9]
S S
S     [ S ]  1,5,
S2  S2
(8.1)
где S – запас сопротивления усталости при изгибе;
S – запас сопротивления усталости при кручении.
Запасы сопротивления усталости при изгибе и кручении определяются по
формулам [9]
 1


 a K
  m 
Kd K F

(8.2)
,
 1

S 
 a K

   m 
Kd K F

где  a и  a – амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;
S 
 m и  m – постоянные составляющие, МПа;
  и   – коэффициенты, корректирующие влияние
составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
 1 и  1 – пределы выносливости, МПа.
При расчете валов [9]:
M

 m  0;  a 
; 
3
0,1d

,
0,5T 
 m   a  0,5 
0,2d 3 
где M – максимальный изгибающий момент в сечении, Н  мм;
T – крутящий момент, Н  мм;
d – диаметр сечения, мм.
Пределы выносливости определяются по формулам [9]
 1  (0,4...0,5) В ;

 1  (0,2...0,3) В 
постоянной
(8.3)
(8.4)
где  В – предел кратковременной прочности, МПа.
Произведем расчет для сечения тихоходного вала в котором расположено
колесо.
Исходные данные:
– сталь 40Х;
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
43
–  В  900 МПа [3];
–  т  750 МПа [3];
– [ ]  0,8 т  600 МПа;
–    0,15 [9];
–    0,1 [9];
2
2
 M max
(23,02  103 ) 2  (25,3  103 ) 2  34,21  103 Н  мм;
– M max  M max1
2 
– Т  119,22 103 Н  мм;
– d  55 мм.
34,21  103
a 
 2,06 МПа,
0,1  553
0,5  119,22  103
m a 
 1,8 МПа,
0,2  553
 1  (0,4...0,5)  900  360...450  400 МПа,
 1  (0,2...0,3)  900  180...270  240 МПа.
Примем коэффициенты [9]:
– K  3,5 , для  В  900 МПа;
– K  2,1, для  В  900 МПа;
– K d  0,57 , для легированной стали при наличии концентрации
напряжений;
– K F  0,9 , для чистовой обработки поверхности.
400
 28,46,
2,06  3,5
 0,15  0
0,57  0,9
240
S 
 19,26,
1,8  2,1
 0,1  1,8
0,57  0,9
28,46  19,26
S
 15,95  [ S ]  1,5.
28,462  19,262
S 
Условие выполняется S  [S ].
Аналогично выполним расчет для сечения вала в котором расположен
подшипник, при следующих данных [9]:
– сталь 40Х;
–  В  900 МПа ;
–    0,15 ;
–    0,1 ;
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
44
– K  3,6 , для  В  900 МПа;
– K  2,5, для  В  900 МПа;
–
K d  0,59 ,
для
легированной
стали
при наличии
концентрации
напряжений;
– K F  0,9 , для чистовой обработки поверхности.
Характеристики сечения:
2
2
 M max
(103,54  103 ) 2  (0  103 ) 2  103,54  103 Н  мм;
– M max  M max1
2 
– Т  119,22 103 Н  мм;
– d  50 мм.
Произведя расчет получим:
S  6,41  [S ]  1,5.
Условие выполняется S  [S ].
8.2 Расчет вала на статическую прочность
Найдем эквивалентное напряжение по формуле [9]
 экв   и2  3   к2  [ ],
(8.5)
где  и – наибольшее напряжение от изгиба моментом, МПа;
 к – наибольшее напряжение от кручения моментом, МПа.
Напряжения вычисляются по формулам [9]
M 
 и  ;
Wи 

Mк 
к 
Wк 
(8.6)
где M и M к – максимальный изгибающий и крутящий моменты в сечении вала,
Н  мм;
Wи и Wк – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала, мм 4 .
Произведем расчет для сечения тихоходного вала в котором расположено
колесо, исходные данные взяты из п.п. 8.1, размеры шпонок взяты из п. 5.
Осевой и полярный моменты для сечения вала [9]:
d3
bh(2d  h) 2 
;

32
16d
,
3
2 
 d bh(2d  h) 
Wк 


16
16d
Wи 

3,14  553 16 10  (2  55  10)2
Wи 

 14,5 103 мм3 ,
32
16  55
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
45
3,14  553 16 10  (2  55  10)2

 30,85  103 мм3.
16
16  55
Напряжения от изгиба и кручения:
34,21  103
и 
 2,36 МПа,
14,5  103
Wк 
119,22  103
к 
 3,87 МПа,
30,8  103
 экв  2,362  3  3,872  7,09 МПа  [ ]=600 МПа.
Условие прочности выполняется  экв  [ ].
Аналогично произведем расчет для сечения тихоходного вала в котором
расположен подшипник, исходные данные взяты из п.п. 8.1, размеры шпонок
взяты из п. 5, и получим:
Осевой и полярный моменты для сечения вала [9]:
d3

3,14  503
Wи 

 12,27  103 мм3 ;

32
32
,
 d 3 3,14  503
Wк 

 24,54  103 мм3 

16
16
 экв  8,86 МПа  [ ]=600 МПа.
Условие прочности выполняется  экв  [ ].
8.3 Расчет вала на жесткость
Расчет на жесткость выполним для сечений вала в котором расположено
колесо и подшипник.
Исходные данные для расчета вала на жесткость:
– Fr  416,12 Н, п.п. 2.6.2;
– a  36,5 мм;
– b  45 мм;
– l  a  b  81,5 мм;
– d1  55 мм;
– d 2  50 мм;
– для стали E  2  105 МПа;
d4
3,14  554
– J1 

 89,84 104 мм4 [9];
32
32
 d 4 3,14  504
– J2 

 61,36 104 мм4 [9];
32
32
– Fa  248,97 Н, п.п. 2.6.2;
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
46
– Ft 2  1115,85 Н, п.п. 2.6.2;
– c  45 мм;
– Ft11  1511,6 Н, п.п. 3.3.
Расчет для сечения вала в котором расположено колесо.
Так как в этом сечении расположено колесо, то рассчитаем прогибы y.
Прогибы сечения [9]:
– для вертикальной плоскости
Fa da
Fr a 2b2
2
2
y1 
(2l  6al  4a ) 
,
12 EJ1l
3EJ1l
y1 
248,97  55  36,5
(2  81,52  6  36,5  81,5  4  36,52 ) 
5
4
12  2  10  89,84  10  81,5
416,12  36,52  452
 2,34  105 мм.
5
4
3  2  10  89,84  10  81,5
– для горизонтальной плоскости

Ft 2a 2  b2 Ft11ac 2 2
y2  

(a  l ),
3EJl
6 EJl
1115,85  36,52  452
1511,6  36,5  45
y2  

(36,52  81,52 )  8,2  105 мм.
5
4
5
4
3  2  10  89,84  10  81,5 6  2  10  89,84  10  81,5
Прогиб сечения вала равен:
y  y12  y22  (2,34  105 )2  (8,2  105 )2  8,5  105 мм.
Допустимый
прогиб
под
цилиндрическими
колесами
равен
[ y]  0,01m  0,02 мм. Полученный прогиб меньше допускаемого, а значит
условие жесткости выполняется y  [ y].
Расчет для сечения вала в котором расположен подшипник.
Так как в этом сечении вала располагается подшипник (опора),то расчет
будет производиться по углам поворота в сечении, потому что прогиб y  0 .
Углы поворота сечения [9]:
– для вертикальной плоскости
F ab
Fd
 B1  r (l  a)  a (l 2  3a 2 ),
6 EJl
12 EJl
416,12  36,5  45
248,97  50
 B1 
(81,5

36,5)

 1,07 106 рад.
5
4
5
4
6  2 10  61,36 10  81,5
12  2 10  61,36 10  81,5
– для горизонтальной плоскости
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
47
Ft 2ab
F lc
(l  a)  t11 ,
6 EJl
3EJ
1115,85  81,5  45
1511,6  81,5  45
B2 

 1,87 105 рад.
5
4
5
4
3  2 10  61,36 10  81,5 3  2 10  61,36 10
Угол поворота сечения равен:
B2 
   B21   B22  (1,07  106 ) 2  (1,87 105 ) 2  1,87 10 5 рад.
Допустимый угол поворота для радиальных шариковых подшипников равен
[ ]  0,005 рад. В итоге угол закручивания в сечении меньше допустимого угла
закручивания, а значит условие жесткости выполняется   [ ].
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
48
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод к
горизонтальному валу ленточного конвейера, состоящий из редуктора и цепной
передачи.
В ходе проектирования привода были выполнены следующие работы, а
получены навыки и знания по ним:
 подбор электродвигателя по мощности и передаточному числу;
 проектный и проверочный расчет зубчатой передачи, валов, цепной
передачи;
 подбор подшипников по динамической грузоподъемности;
 выбор смазки, муфт, шпонок, крышек подшипников, различных
уплотнений, посадок;
 проверочный расчет шпоночных соединений;
 расчет элементов корпуса и построение.
Также в ходе выполнения проекта приобрелись первичные навыки и умения
конструкторской деятельности.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
49
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ
1 Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. Курсовое проектирование
деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных
специальностей техникумов. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.
2 Гилета В.П., Ванаг Ю.В., Чусовитин Н.А. Детали машин. Расчет и
проектирование механических передач : учеб. пособие . – Новосибирск : Изд-во
НГТУ, 2017. – 116 с.
3 Центральный металлический портал РФ. – URL: https://metallicheckiyportal.ru (дата обращения: 10.10.2021).
4 Гилета В.П., Чусовитин Н.А., Юдин Б.В. Механика. Расчет зубчатых
передач : учеб. пособие. – Новосибирск : Изд-во НГТУ, 2014. – 86 с.
5 Метизы
и
крепеж.
–
URL:
https://metizbearing.ru/peredachi/konstrukcii_zubchatyh_koles.html (дата обращения: 12.10.2021)
6 Атлас конструкций узлов и деталей машин: учеб. пособие/ Байков Б.А.,
Клыпин А.В., Леликов О.П., [и др.]. – М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2009. –
400 с.
7 Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов
машиностроительных специальностей вузов. Ч.1/ Байков Б.А., Богачев В.Н.,
Буланже. А.В., [и др.].– М.: Машиностроение, 1992. – 352 с.
8 Иванов. М.Н. Детали машин: учеб. пособие для втузов/Под ред.
Финогенова В.А. – М.: «Высш. школа», 2000. – 383 с.
9 Иванов М.Н. Детали машин: учебник для вузов. – М.: «Высш. школа»,
1976. – 399 с.
Лист
КП.ОКММ.02.04 ПЗ
Изм. Лист
№ докум
Подпись
Дата
50