Проектировочный расчет валов редуктора.
5.1 Проектировочный расчет валов редуктора:
Выполняется как условный расчет только на кручение для ориентировочного определения посадочных диаметров.
; (42)
где 
МПа –для передачи вращающего момента с помощью ременной передачи, 
МПа –дляпередачивращающегомоментаспомощьюмуфты.
5.2 Ведущий вал
Так как ведущий вал и вал двигателя соединеныременной передачей, то уточняем:
dB=(0.8…1)dg=20…25
Принимаем 
мм
Под подшипники принимаем значение
(43)
Принимаем 
5.3. Ведомый вал
мм (44)
Принимаем 
мм.
Под подшипники принимаем значение 
мм
Принимаем 
Диаметр вала под ступицу колеса
(45)
Принимаем 
=50мм
Диаметр буртика
Принимаем 
Валы
Конструктивные размеры шестерни и колеса.
6.1 Размеры шестерни:
Цилиндрическую шестерню при u ≥3,15 выполняютзаодносвалом.
–диаметрокружностивершинзубьев;
–делительныйдиаметр;
–диаметрвпадин; (50)
–ширинавенцаколеса;
6.2 Размеры колеса:
Обод колеса:
–диаметрокружностивершинзубьев;
–делительныйдиаметр;
–диаметрвпадин; (51)
–ширинавенцаколеса;
–толщинаободаколеса;(52)
Ступица:
–внутреннийдиаметрступицы;
–наружныйдиаметрступицы; (54)
|
|
|
принимаем из стандартных значений: 
;
–толщинаступицы. (55) 
–длинаступицы; (56)
принимаем ближайшее стандартное большее значение: 
.
Диск:
; (57)
; (58)
принимаем 
;
–радиус закруглений;
–фаска, (59)
принимаем 
; 
–уголфаски.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов - литьё из серого чугуна. Габаритные (наружные) размеры корпуса определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора.
7.1 Толщина стенок корпуса и рёбер жёсткости
(60)
Принимаем 
7.2 Фланцевое соединение. Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют пять фланцев:
|
|
|
1 - фундаментальный основания корпуса;
2 - подшипниковой бобышки основания
и крышки корпуса;
3 - соединительный основания и крышки корпуса;
4 - крышки
подшипникового узла;
5 - крышки смотрового люка.
d1=M14– фундаментальный болт;
d2=M12– винт для соединения основания и крышки корпуса у подшипниковой бабышки;
d3=M10–винт для соединения основания и крышки корпуса;
d5=M6–винт для соединения крышки смотрового люка.
7.3. Размеры элементов фланцев (табл. 38[1])
7.3.1. Фундаментальный болт M14:
K1=38мм
C1=17мм
D01=26мм
b01 –
d01=16мм
Ширина фундаментального фланца:
(61)
Высота фундаментального фланца:
(62)
(63)
7.3.2. Винт для соединения основания и крышки корпуса M10:
K3=22мм
C3=11мм
D03=18мм
b03 =13мм
d03=11мм
Толщина 
(64)
(65)
(66)
7.3.3.Для подъёма и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой:
R≈d=18мм
d≈3 
=3 
6=18мм
S≈2 =2 6=12мм
7.4 Отверстие под маслоуказатель и сливную пробку. Оба отверстия желательно располагать рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже него. Дно желательно делать с уклоном 1 ...2" в сторону отверстия.
|
|
|
Расчёт цепной передачи.
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
8. 1. Число зубьев ведущей звездочки:
Z1min=29-2Uц.п=29-2·3,15=22,7 (67)
принимаем Z1=24
Число зубьев ведомой звездочки: Z2=Z1·Uц.п=24·3,15=75,6
принимаем Z2=75
Условие Z2≤Zmax=120соблюдается
8. 2. Коэффициент влияния частоты вращения на износостойкость шарниров(n31=n2=175 )
(68)
8. 3. Для однорядной цепи Km=1;
8. 4. Шаг цепи
(69)
По стандарту (табл.13.1[2]) принимаем цепь с шагом p=19,05мм, для которой проекция опорной поверхности шарнира Аоп=106мм2
Для выбранной цепи n2max=900об/мин, следовательно, условие
n2 =140об/мин соблюдается (табл.13.3[2]).
8. 5. Скорость цепи :
(70)
8. 6. Окружная сила ,передаваемая цепью :
(71)
8. 7. Согласно условиям работы применяем коэффициенты :KД=1; KН=1﴾ө=450); Kp=1,25. При скорости цепи v<1 м/с принимаем внутри шарнирное смазывание Kc=0,8
8.1.8. Коэффициент учитывающий условия эксплуатации:
КЭ=КД·КН·КР·КС =1·1·1,25·0,8=1,0
8. 9 Среднее давление в шарнирах принятой цепи по формуле (13.13[2]):
(72)
8.10 Принимаем срок службы передачи LH=104 ч и коэффициент работоспобности С=4·106
|
|
|
8. 11 Допускаемое среднее давление по формуле (13.15[2]):
(73)
Так как дляРц< [Рц], то износостойкость шарниров обеспечивается
8. 12. Межосевое расстояние передачипо формуле (13.6[2]):
a=40p=40·19,05=762мм
8. 13 Число звеньев цепи :
(74)
Принимаем Lp=123 шагов .
8. 14. Уточняем межосевое расстояние при окончательно принятом числе зубьев по формуле (13.9[2]):
Здесь:
Для провисания цепи полученное значение а’уменьшаемна 0,002·а’=0,002·768≈1. Окончательноназначаема’=765
8.1.15 Силы, действующие на валы звездочекпо формуле (13.12[2]):
Fb=K·Ft=1,15·1119,329=1287H.
Расчёт и подбор муфты.
Стандартные и нормализованные муфты на практике подбирают по каталогам в зависимости от диаметра соединяемых валов и расчетного вращающего момента Mв по условию:
, (75)
где К–этокоэффициентперегрузки, учитывающийрежимработыиответственностьконструкции; Mв–наибольшийдлительно-действующийвращающиймомент; Mн номинальный вращающий момент, указанный в каталоге.
Для приводов от электродвигателя можно принимать: при спокойной нагрузке К=1,0-1,5; при переменной нагрузке К=1,5-2,0; при ударной и реверсивной нагрузке К =2,5-3 и более.
Радиальная сила от муфты на вал
Fм = 23 
2, (76)
где Мв–вращающиймоментнавалу, передаваемыймуфтой. НаправлениесилыFм в худшем случае совпадает с направлением силы Ft в зацеплении колес.
9.1. Определяю расчётный момент муфты:
(77)
,где 
при спокойной нагрузке
9.2. Определяю радиальную силу от муфты на вал:
(78)
Подбираю муфту компенсирующую по расчётному моменту 
и посадочному диаметру вала 
мм.
Муфта: 250–1–40–1–У2 ГОСТ20884–93
Для которой 
; мм; lцил.=84мм
Дата добавления: 2018-06-27; просмотров: 327; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!