Привод ковшового элеватора

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

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

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где  K_FL – коэффициент долговечности

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

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

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

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

4. Расчет закрытой конической  передачи

Внешний делительный диаметр колеса (рис.4.1)

,

где K_HB = 1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для колес с круговыми зубьями;

= 1,85 – коэффициент вида конических  колес

d_e2 = 165×[(75,5×10³×1,1×3,15)/(1,85·417² )]^1/3= 154 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 d_e2 = 160 мм

Углы  делительных конусов

сtgd₁ = u₁ = 3,15  ®  d₁ = 17,61°,

d₂ = 90^o – d₁ = 90^o – 17^o36’ = 72,39^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 160/(2sin72,39°) = 84 мм,

b = yy_bRR_e

где  yy_bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса

b =  0,285××84 = 24 мм

Внешний окружной модуль

m_te = 14T₂K_Fβ /( _Fd_e2b[σ]_F

где   _F = 1 – для колес с круговыми зубьями,

К_Fβ = 1,08 – для колес с круговыми зубьями

m_te = 14·75,5·10³·1,08/(1,0·160·24·199) = 1,49 мм.

принимаем m_te = 1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_te  =  160/1,5 = 107

z₁ = z₂/u₁ =107/3,15 = 34

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ =107/34 = 3,15

По таблице 4.6 [1c.68] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_n1 = 0,19;  х_n2 = -0,19

Диаметры  шестерни и колеса

d_e1 = m_tez₁ = 1,50·34 = 51 мм

Диаметры  вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 1,64(1+x_n1)m_tecos δ₁ = 51+1,64(1+0,19)1,50·cos17,61°=53,79 мм

d_ae2 = d_e2 + 1,64(1 – x_n2)m_tecos δ₂ =160 + 1,64(1 + 0,19)1,50·cos72,39° =160,88 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1=d_e1–1,64(1,2–x_n1)m_tecos δ₁ =51–1,64(1,2–0,19)1,5·cos17,61° = 48,63 мм

d_fe2 = d_e2 – 1,64(1,2 + x_n2)m_tecos δ₂ = 160 – 1,64(1,2 – 0,19)1,5·cos72,39°=159,25 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·51 = 43,70 мм

d₂ ≈ 0,857d_e2 = 0,857·160 = 137,12 мм

Рис. 4.1  Геометрические параметры  конической зубчатой передачи

 

Силы действующие в зацеплении:

окружная   

F_t= 2T₂/d₂ = 2××75,5××10³/137,12 = 1101 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_tγr = 1101·0,208 = 229 H

где γ_r – коэффициент радиальной силы

γ_r = (0,44cosδ₁ – 0,7sinδ₁) = 0,44cos17,61° – 0,7sin17,61° = 0,208 

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_tγa = 1101·0,80 = 881 H

где γ_а – коэффициент осевой  силы

γ_а = (0,44sinδ₁ + 0,7cosδ₁) = 0,44sin17,61° + 0,7cos17,61° = 0,80 

Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₂/2×10³ = 47,5·137,12/2×10³ = 3,3 м/с.

Принимаем седьмую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,0××1,05·1,1 =1,155

K_Hα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hβ = 1,1–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по  ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,05 – динамический коэффициент [1c62]

σ_Н = 470{1101×1,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·24×160)}^1/2 = 362 МПа

Недогрузка (417 – 362)100/417=13,2 % > 10% - допускаемая недогрузка  10%, поэтому принимаем ширину венца  b = 22 мм, тогда

σ_Н = 470{1101×1,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·22×160)}^1/2 = 378 МПа

Недогрузка (417 – 378)100/417= 9,3 % <  10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_te)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/(cosdd·cos³β)

β = 35° - угол наклона зубьев

z_v1 = 34/(cos17,61°·cos³35°) = 64,9 → Y_F1 = 3,56

z_v2 =107/(cos72,39°·cos³35°) = 643 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,09 – коэффициент динамичности [1c. 62]

σ_F2 = 3,56·1,0·1101·1,0·1,0·1,09/(1,0·22·1,5) = 129 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 129·3,56/3,63 = 127 МПа < [σ]_F1

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

 

5. Расчет открытой цепной передачи (рис.5.1)

Шаг цепи

где   [p] = 25 МПа – допускаемое давление в шарнирах;

К_э – коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сК_qК_регК_р,

где К_д = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 – смазка периодическая,

К_q = 1,0 – положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 – нерегулируемая передача,

К_р = 1,25 – работа в одну смену.

К_э = 1,5×1,25∙1,25 = 2,34.

Рис.5.1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи

 

       z₁ – число зубьев малой звездочки

z₁ = 29 – 2u = 29 – 2×4,37= 20,3,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 21

р = 2,8(75,5×10³×2,34/21×25)^1/3 = 19,5 мм

Принимаем ближайшее  большее значение р= 25,40 мм:

- разрушающая  нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного  метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр  валика d₁ = 7,92 мм;

- ширина  внутреннего звена b₃ = 15,88 мм

Уточняем  разрушающую нагрузку [p] = 25,5 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

  z₂ = z₁u = 21×4,37 = 91,7

Принимаем z₂ = 91

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 91/21 = 4,33

Отклонение  фактического передаточного числа  от номинального

4,37 – 4,33|100/4,37 = 0,9%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² – 8D²]^0,5}

где L_p – число звеньев цепи;

z_c – суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 21+91 =112,

D = (z₂ – z₁)/2p = (91 – 21)/2p =11,14

L_p = 2a_p+0,5z_c+D²/a_p = 2×40+0,5×112+11,14²/40 = 139,1

где а_р = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 140

а_р = 0,25{140 – 0,5×112+[(140 – 0,5×112)² – 8×11,14²]^0,5} = 40,5

a = a_pp = 40,5×25,40  = 1028 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 140·25,40 =3556 мм

Определяем  диаметры звездочек

Делительные диаметры 

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка: 

d_д1 = 25,40/[sin(180/21)] = 170 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 25,40/[sin(180/91)] = 736 мм.

Диаметры  выступов

          D_e = p(K+K_z – 0,31/l)

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба

λ– геометрическая характеристика зацепления,

К_z – коэффициент числа зубьев

l = р/d₁ = 25,40/7,92 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/21 = 6,63,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/91 = 28,95,

D_e1 = 25,40(0,7+6,63 – 0,31/3,21) = 184 мм,

D_e2 = 25,40(0,7+28,95 – 0,31/3,21) = 750 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д – (d₁ – 0,175d_д^0,5)

D_f1= 170 – (7,92 – 0,175×170^0,5) = 160 мм

D_f2= 736 – (7,92 – 0,175×736^0,5) = 732 мм

Ширина  зуба:

b = 0,93b₃ – 0,15 = 0,93×15,88 – 0,15 = 14,62 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 14,62+2×1,6 = 17,8 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

 [n] = 15×10³/p = 15×10³/25,4 = 590 об/мин

Условие n = 462 < [n] = 590 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 4×21×454/60×140 = 4,54

Допускаемое число ударов цепи:

    [U] = 508/p = 508/25,40 = 20

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/60×10³ = 21×25,40×454/60×10³ = 4,04 м/с

Окружная  сила:

F_t = Р₂/v = 3,586·10³/4,04 = 888 H

Давление  в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 7,92×15,88 = 126 мм³.

р = 888×2,34/126 = 16,5 МПа.

Условие р < [p] = 25,5 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v – центробежная сила;

 F₀ – натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 2,6×4,04² = 42 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,8×3,5×2,6×1,028 = 90 H

где k_f = 3,5 – для передачи с углом к горизонту 30º

s = 60000/(1×888+42+90) = 58,8 > [s] = 9,9 [1c.94].

Сила  давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,15×888 +2×90 = 1201 H.

где k_в = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p]  и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

 

 

6. Нагрузки валов редуктора (рис.6.1)

Силы, действующие в зацеплении конической передачи

окружная   

F_t1 = F_t2 =1101 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = 229 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = 881 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·24,8^1/2 = 498 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 1201 H.

Горизонтальная  и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие  на вал

F_вв= F_в sinθ = 1201sin30° = 600 H

F_вг = F_вcosθ = 1201cos30° =1040 H

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов редуктора

7. Разработка сборочного чертежа редуктора

7.1 Выбор материала валов

Материал  быстроходного вала – сталь 45,

термообработка  – улучшение: σ_в = 780 МПа; 

 

7.2 Выбор допускаемых напряжений  на кручение

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

 

7.3 Определение  геометрических  параметров ступеней валов (рис.7.1)

Диаметр быстроходного вала

        где Т₁ – передаваемый момент;

d₁ = (16·24,8·10³/π10)^1/3 = 23 мм

Ведущий вал редуктора соединяется  с  помощью стандартной муфты с  валом электродвигателя диаметром  d_дв= 28 мм,

d₁ = (0,8¸1,2)d_дв = (0,8¸1,2)32 = 25¸38 мм

         принимаем диаметр выходного  конца d₁ = 28 мм;

         длина выходного конца:

l₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)28 = 28¸42 мм,

        принимаем l₁ = 40 мм.

        Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 28+2×2,2 = 32,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

        принимаем d₂ = 30 мм:

        длина вала под уплотнением:

l₂ » 0,6d₂ =0,6×30 = 18  мм.

Диаметр  резьбы d₅ > d₂ принимаем d₅ = М33

Диаметр вала под подшипник:

d₄ > d₅ принимаем d₄ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного  вала:

d₁ = (16·75,5·10³/π15)^1/3 = 29 мм

принимаем диаметр  выходного конца  d₁ = 28 мм;