Расчет сборочных единиц. Расчет барабана. Схема барабана. Расчет цилиндрической передачи. Коэффициент безопасности для колес, прошедших улучшение и нормализацию

2.3.6 Расчет сборочных единиц

2.3.6.1 Расчет барабана

По условию площадь поверхности барабана равна м². Так как барабан представляет собой цилиндр, то для расчета площади поверхности фильтрования воспользуемся формулой (см.рисунок 2.11)

, м²                                                                    (2.49)

где L–длина барабана, м;

r–радиус барабана, м;

=3,14–константа.

Рисунок 2.11 Схема барабана

L–длина и r–радиус барабана

Примем   L=4,4 м   и r=1.5 м, тогда подставив в формулу получим

, м²

Так как , следовательно длина и радиус барабана подобраны верно.

2.3.6.2 Расчет цилиндрической  передачи

Суммарное чисто циклов перемены напряжений для зубчатого колеса при продолжительности работы 16 ч (работа в две смены) а течение 300 рабочих дней в году

                                                                            (2.50)

где t — продолжительность службы за 6 лет,

t =14 • 300 • 6 = 25200 ч.

База испытаний при твердости 250 НВ составляет N_HG=16*10⁶ [16,стр.150].

Для колеса и шестерни должно выполняться условие  несмотря на то, что шестерня вращается быстрее колеса и её твердость 295 НВ. При этом коэффициент долговечности  [16,стр.150].

Пределы контактной выносливости [16,стр.175,(табл.9.8)] для шестерни и колеса рассчитаем по формуле

,МПа;                                                             (2.51)

для шестерни            ,МПа;

для колеса                 , МПа.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса [16,стр.151,(9.10)]

,                                                                    (2.52)

где S_H –коэффициент безопасности для колес, прошедших улучшение и нормализацию S_H =1.

Для шестерни

, МПа;

Для колеса

,МПа.

Для косозубых передач принимают условное допускаемое напряжение

,МПа.

При этом должно выполняться требование [16,стр.151,(9.11)]

;

.

Окончательно принимаем допускаемое контактное напряжение МПа.

Допускаемые напряжения при изгибе рассчитаем по формуле

, МПа;

, МПа;

Коэффициент безопасности принимаем . Принимаем значение коэффициента долговечности при твердости менее 350НВ  и значение коэффициента, учитывающего влияние односторонней нагрузки, .

Тогда допускаемые напряжения при изгибе [16,стр.152,(9.14)]

;                                                            (2.53)

Для  шестерни

, МПа.

Для колеса

, МПа.

Вращающие моменты на шестерне и колесе при:

, рад/с;

, рад/с;

, Н*мм;

, Н*мм.

Межосевое расстояние рассчитываем по формуле

,                                                          (2.54)

где К_Hβ=1.05–принимаем по таблице [16,стр.176,(табл.9.11)] с учетом, что

                                               (2.55)

, мм. 

Принимаем  мм.

Назначаем предварительно угол наклона зубьев β=10…15^о, при этом cosβ=0,985…0,966.

Нормальный модуль

мм.                                    (2.56)

Принимаем по СТ СЭВ 310-76 ближайший нормальный модуль  мм.

Определяем окончательно угол наклона зубьев

.                                          (2.57)

Основные размеры шестерни и колеса

, мм;

, мм.

Рабочая ширина колеса

, мм.

Рабочая ширина шестерни

, мм.

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле [16,стр.163,(9.42)]

.                                                                   (2.58)

где  Z_м–коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых зубчатых колёс;

Z_н–безразмерный коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев;

Z_ε–безразмерный коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

K_н–коэффициент, зависящий от скорости и степени точности.

Определяем окружную скорость

, м/с.                                       (2.59)

По таблице [16,стр.196,(табл.9.25)] назначаем 8-ю степень точности передачи.

Коэффициенты [16,стр.179,(табл.9.18)]: Z_м=275 (Н/мм²)^1/2; Z_н=1,77*сosβ=1.77*0.965=1.71; Z_ε=0.79; K_н=1,17.

Контактное напряжение

 МПа, то есть меньше, чем МПа. Расчет произведен, верно.

2.3.6.3 Подбор и проверочный расчет муфты

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом барабана принимаем упругую втулочно-пальцевую  муфту. Момент на валу Т_р=235,7 Н×м.

Принимаем втулочно-пальцевую  муфту [15,стр.364(табл.11.5)]:

ГОСТ 21424-75 с расчётным моментом Т_р=2000 Н×м, посадочный диаметр вала d=75 мм, b=25 мм; z=48; m=3 мм.

Муфту рассчитываем по условию износостойкости [16,стр.370,(17,6)]

                                                          (2.60)

где р - давление на поверхности зубьев, МПа;

      [p]=12…15 МПа – допускаемое давление [16,стр.370];

       b=25 мм - ширина зуба.

Диаметр делительной окружности [16,стр.370]

=m×z=3×48=144 мм.

 МПа

Условие износостойкости выполняется.

Момент муфты, нагружающий вал:

М_им=0,1×Тр=0,1×235,7=23,6  Н×м                                             (2.61)

2.3.6.4 Подбор и проверочный расчет шпоночного соединения

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скруглёнными концами. Материал шпонки – Cталь 45.

Расчёт производим из условия прочности на смятие боковых граней шпонки, выступающих из вала по формуле [16,стр.370,(4.1)]

                                                  (2.62)

где T - крутящий момент на валу, Н·м;

d - диаметр вала, мм;

       l_p =l-b -  рабочая длина шпонки, мм;

l - полная длина шпонки, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t₁ - глубина паза вала, мм;

            [s_см]=250 МПа - допускаемое напряжение при смятии.

а) Расчёт шпонки под зубчатую муфту на выходном валу редуктора

По диаметру вала выбираем предварительные параметры шпонки [16,стр.58,(табл. 4.1 и 4.2)]

T_р=5600 Н×м; d=75 мм; b=22 мм; h=14 мм; t₁=7,5 мм.

Выразим из формулы (2.50) l_p необходимую рабочую длину шпонки

l_p=, мм               (2.63)

Длина шпонки     l=l_p+b=92+22=114 мм.

Из ряда стандартных длин принимаем   l=115 мм  [16,стр.59,(табл. 4.2].

Рабочая длина шпонки будет равна

l_p=115-22=93 мм.

Принимаем:

Шпонка 2214115 ГОСТ 24071-80.

б) Расчёт шпонки под ведущей шестерней приводного вала барабана

По диаметру вала выбираем предварительные параметры шпонки [15,стр.59,(табл.2.29)]

T=5600 Н×м;  d=90 мм;  b=25 мм;  h=14 мм;  t₁=9 мм.

Необходимая рабочая длина шпонки:

l_p= мм.

Требуемая длина шпонки

l=l_p+b=100+25=125 мм.                                                    (2.64)

Из ряда стандартных длин с учётом ширины зубчатого колеса принимаем

l=125 мм.

Рабочая длина шпонки будет равна

l_p=125-25=100 мм.

Принимаем:

Шпонка 2514125 ГОСТ 24071-80.

2.3.6.5 Расчет приводного вала и построение эпюр

Передаваемая мощность Р=7,5 кВт, угловая скорость   рад/с (n=15 об/мин), материал вала принимаем сталь 45 () [16,стр.303], размеры шестерни , угол наклона зубьев β=10^о.

Рассчитаем  момент передаваемый валом ведомому колесу

,Н*м.                                               (2.65)

В зацеплении со стороны колеса на шестерню действуют следующие силы окружная [16,стр.279]

Н;                                                          (2.66)

радиальная

Н;                                       (2.67)

осевая

Н.                                      (2.68)

Неуравновешенная составляющая силы, передаваемой муфтой [16,стр.303]

Н.                                       (2.69)

Расстояние между серединами подшипников рассчитаем по формуле [16,стр.289,(14.1)]

 мм,                          (2.70)

где x=35–расстояние от внутреннего края опоры подшипниковой до края