Кинематический и силовой расчет привода

                   Н; (2.19)

                   Н; (2.20)

                   Н. (2.21)

      Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба

                   , (2.22)

где К_F – коэффициент нагрузки;

y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

y_b – коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес;

K_Fa – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Fa = 0,92.

      Определяем  коэффициент нагрузки

                   , (2.23)

      где K_Fb – коэффициент концентрации нагрузки, K_Fb = 1,08 [1, табл. 3.7];

            K_Fv – коэффициент динамичности, K_Fv = 1,3 [1, табл. 3.8].

                   .

      Определяем  эквивалентное число зубьев

                ®   y_F1 = 3,75 [1];

              ®  y_F2 = 3,60 [1].

      Определяем  коэффициент компенсации погрешности y_b

                   . (2.24)

      Определяем  допускаемые напряжения при изгибе

                    (2.25)

      где  – предел выносливости при эквивалентном числе циклов;

            [S_F] – коэффициент безопасности.

      Определяем  предел выносливости при эквивалентном числе циклов [1, табл. 3.9]

                   МПа; (2.26)

                   МПа. (2.27)

      Определяем  коэффициент безопасности

                   , (2.28)

      где  – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала, [1, табл. 3.9];

              – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок = 1,0.

                   .

                   МПа;

                   МПа.

      Определяем  для колеса и шестерни

             ;

             .

      На  прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это соотношение  меньше. В данном случае это колесо 2.

                   МПа.

      Расчетное значение напряжений изгиба меньше допускаемого МПа. 

                  2.2. Расчет цепной  передачи 

      В приводах общего назначения, разрабатываемых  в курсовых проектах, цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2 ПР).

      В данном курсовом проекте следует  разработать цепную передачу со следующими параметрами:

      P₁ = 7,043 кВт;

      Т₁ = 278,4 Н×м;

      n₁ = 242 об/мин;

      n₂ = 105,2 об/мин;

      U = 2,3;

      Цепь  типа 2 ПР.

      Определяем  шаг цепи

                   , (2.29)

где z₁ – число зубьев меньшей звездочки;

[p] – допускаемое давление, приходящееся на единицу опорной поверхности шарнира, принимаем ориентировочно [p] = 16 МПа, [1, табл. 7.18];

m – число рядов цепи, m = 2;

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

      Определяем  число зубьев меньшей звездочки

                   . (2.30)

      Принимаем z₁ = 26.

      Определяем  коэффициент К_э

                   , (2.31)

      где  – динамический коэффициент, k_д = 1,25 [1];

            k_a – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, k_a = 1 [1];

            k_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, k_н = 1,0 [1];

            k_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, k_р = 1,25 [1];

            k_см – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, k_см = 1,4 [1];

            k_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы, k_п = 1,25 [1].

                   .

                   мм.

      Принимаем t = 31,75 мм [1, табл. 7.18].

      Проверяем цепь по допустимой частоте вращения.

                   об/мин  об/мин [1, табл. 7.17].

      Проверяем цепь по давлению в шарнире.

      Определяем  допускаемое давление в шарнире

                   МПа. (2.32)

      Определяем  расчетное давление в шарнире  цепи

                   , (2.33)

      где F_t – окружная сила;

            А_оп – проекция опорной поверхности шарнира, А_оп = 524 мм², [1, табл. 7.16].

      Определяем  окружную силу

                   , (2.34)

      где v – окружная скорость шарнира цепи.

      Определяем  окружную скорость шарнира цепи

                   м/с.

                   Н.

                   МПа МПа.

      Определяем  число звеньев цепи

                   , (2.35)

      где  ;

             ;

             .

      Определяем  число зубьев ведомой звездочки

                    (2.36)

      Принимаем z₂ = 60.

                   .

                   .

                   .

      Принимаем L_t = 124.

      Уточняем  межосевое расстояние

                    (2.37)

      Для свободного провисания цепи необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%

                   мм (2.38)

      Определяем  диаметры делительных окружностей  звездочек

                   мм, (2.39)

                   мм. (2.40)

      Определяем  наружные диаметры звездочек

                   , (2.41)

                   , (2.42)

      где d – диаметр ролика цепи, d = 19,05 мм, [1, табл. 7.16].

                   мм,

                   мм.

      Определяем  силы, действующие на цепь

                  F_t = 2618 Н;

                   , (2.43)

      где q – вес 1 м цепи, q = 7,3 кг/м, [1, табл. 7.16].

                   Н.

                   , (2.44)

      где k_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, k_f = 1,5 [1].

                   Н.

      Определяем  нагрузку на вал от цепной передачи

                   Н. (2.45)

      Определяем  коэффициент запаса прочности

                   , (2.46)

      где Q – разрушающая нагрузка, Q = 177000 Н, [1, табл. 1.16],

            k_д – динамический коэффициент, k_д = 1,25, [1].

                     [1, табл. 7.19].

      Рассчитанное  значение коэффициента запаса прочности  больше допускаемого, что позволяет  считать цепную передачу надежной и  долговечной.

 

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ 

      В процессе эксплуатации валы передач  испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

      Проектирование  вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета  на чистое кручение по пониженному  допускаемому напряжению без учета  влияния изгиба. 

                  3.1. Расчет ведущего вала редуктора 

                  Ориентировочный расчет вала 

      Определяем  диаметр входного конца вала

                   , (3.1)

      где Т₁ – крутящий момент на валу, Т₁ = 72,3 Н×м;

            [t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 20 МПа [1].

                   мм.

      Так как ведущий вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-75, то принимаем d_в = 32 мм – стандартным для этой муфты. Длина ступицы муфты h = 38 мм [2, табл. 33]. Для соединения вала с муфтой принимаем призматическую шпонку 10 х 8 х 36 ГОСТ 23360-78.

      Для упрощения монтажа деталей вал  проектируется ступенчатым (рис. 3.1). 

Рис. 3.1. Эскиз ведущего вала.

      Диаметр вала под уплотнение примем равным диаметру выходного конца вала, с целью дальнейшего принятия подшипника меньшего типоразмера, а следовательно уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора.

                   мм. (3.2)

      В качестве уплотнения принимаем резиновую  армированную манжету по        ГОСТ 8752-79. Принимаем длину вала под уплотнение h₁ = 20 мм.

      Определяем диаметр вала под подшипник

                   мм. (3.3)

      Предварительно  принимаем радиальный однорядный подшипник 207 ГОСТ 8338-75 с шириной колец В = 17 мм. Принимаем ширину опоры W = 30 мм.

      Определяем  диаметр вала под шестерню

                   мм. (3.4)

      Для соединения вала с шестерней принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с размерами 12х8х50. Глубина паза в шестерне t₂ = 3,3 мм

      Определяем  расстояние между окружностью впадин зубьев шестерни и пазом под шпонку

                   мм < мм. (3.5)

      В данном случае проектируется вал-шестерня.

      Установим длины участков валов

      Определяем  длину входного конца вала