123887 (Проектирование редуктора), страница 2

Расчетное напряжение изгиба:

= = = 23,5 Н/мм , что значит меньше допускаемого [ ] = 69,48 Н/мм

3.8 Тепловой расчет передачи

Мощность на червяке:

P = 0,1T n / = 0,1 795,83 24/0,778 = 2455 Вт

Поверхность охлаждения корпуса (см. табл. 2.14 [1, с. 42]) принимаем А=0,47 м (в зависимости от a )

Коэффициент теплоотдачи K = 13…18 Вт/(м С) (для чугунных корпусов при естественном охлаждении)

Температура нагрева масла (корпуса) без искусственного охлаждения равна:

t = (1 – ) P /[K A (1 + )] + 20 = (1 – 0,778) 2455/[(13…18) 0,47 (1 + 0,3)] + 20 = 89…70 C ( = 0,3 – коэффициент, учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму)

[t] = 95…110 C – максимальная допустимая температура нагрева масла

t [t] , т.е. температура нагрева масла без искусственного охлаждения не превышает максимально допустимой температуры.

3.9 Определение размеров отдельных участков валов для построения компоновочной схемы

Применяем конические роликовые подшипники.

Предварительные значения диаметров (мм) концевых участков стальных валов червячных редукторов определяются следующим образом:

Для входного вала червячного редуктора (рис. 3.1, а):

d = 8 (Т – вращающий момент на входном валу, Т =55,3 Н м)

d = 8 = 8 3,81 = 30,48 мм

после округления принимаем d = 30 мм

Диаметры других участков:

d d + 2t (t ), d d + 3r, d d

Высоту t (t ) заплечика при цилиндрической и конической форме конца вала и координату r фаски подшипника принимаем в зависимости от диаметра посадочной поверхности по табл. 3.1 [1, с. 47].

d = d + 2t = 30 + 2 3,5 = 37 мм. Принимаем d = 40 мм

d = d + 3r = 40 + 3 2,5 = 47,5 мм. Округляем до d = 48 мм

Размеры других участков входного вала с цилиндрическим концом:

Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,5 30 = 45 мм

Длина промежуточного участка: = 2d = 2 40 = 80 мм

Рис. 4.1

Для выходного вала червячного редуктора (рис. 3.1, б)

d = 6 (T – вращающий момент на выходном валу, T = 795,83 Н м)

d = 6 = 55,6 мм

после округления принимаем d = 56 мм

Диаметры других участков вала:

d = d + 2t = 56 + 2 2,5 = 61 мм. Принимаем d = 60 мм

d = d + 3r = 60 + 3 3,5 = 70,5 мм. Округляем до d = 71 мм

Диаметр d принимаем равным d , т.е. d = 71 мм

Размеры других участков выходного вала с коническим концом:

Длина посадочного конца: = 1,5d = 1,5 56 = 84 мм

Длина цилиндрического участка конического конца: 0,15d = 0,15 56 = 8 мм

Наружную резьбу конических концов валов принимают:

d = 0,9 [d – 0,1 ( )] = 0,9 (56 – 0,1 84) = 42,8 мм

Ближайшее стандартное значение d : М39 3

Длину резьбы в зависимости от d принимаем: = 0,8 d [1, с. 55]

= 0,8 39 = 31,2 мм

Округляя, получим = 30 мм

Длина промежуточного участка = 1,2d = 1,2 60 = 72 мм

Длина ступицы колеса = d = 71 мм

4. Расчет компенсирующей муфты

Назначение приводных муфт – передача вращающего момента между валами, являющимися продолжением один другого. С помощью муфт соединяют соосные валы и другие детали. Подбор муфты на приводной вал ведётся по крутящему моменту, который она должна передавать.

4.1 Определяем расчетный момент муфты

Усилие, с которым муфта действует на вал определяется по формуле:

Т = К Т

где Т – номинальный момент на муфте, Т = Т = 795,83 Н м.

К – коэффициент режима работы. Принимаем К = 1,3 (т. к. режим работы реверсивный, с легкими толчками, поломка муфты не вызывает аварию машины)

Т = 1,3 795,83 = 1034,6 Н м

4.2 Выбор муфты

Муфта выбирается по каталогу так, чтобы соблюдалось условие:

Т Т = 1034,6 Н м

По ГОСТ 2092–61 выбираем цепную муфту (МЦ), имеющую Т =1200Н м, диаметр отверстия под вал d = 56 мм, длину ступицы звездочки = 57 мм, наружный диаметр D = 210 мм, шаг цепи р = 38,1 мм, число зубьев звездочки Z = 12. Ранее рассчитанную длину посадочного конца = 84 мм изменяем на = 57 мм. Шлицы z d D-8 56 65.

4.3 Расчет силы, с которой муфта воздействует на вал

Силу по рекомендации [1, с. 348] принимаем в долях от F – окружной силы на делительном диаметре звездочки: F = 0,25F

F = 2Т/d

где Т – крутящий момент на валу (Т = Т = 795,83 Н м), d – диаметр делительной окружности звездочки. Для цепных муфт:

d = = = 0,1472 м

F = 2 795,83/0,1472 = 10813 Н

F = 0,25 10813 = 2703 Н

5. Расчет клиноременной передачи

Ременные передачи относят к фрикционным (исключая зубчато-ременные, относящиеся к передачам зацеплением) передачам с использованием гибкой связи (ремня) между их ведущим и ведомым звеньями-шкивами. Возможны передачи и с несколькими ведомыми шкивами. Ременные передачи, как правило, применяют для передачи вращательного движения (с одновременным изменением его скорости и вращающего момента) на сравнительно большие (до 16 м и более) расстояния между параллельными валами, вращающимися в одну сторону. Такие передачи называют «открытыми». Основное применение получили «открытые» ременные передачи, так как использование всех других видов связано с повышенным износом и низкой долговечностью ремней, обусловленных их дополнительным изгибом и скручиванием на шкивах и дополнительных роликах, трением одной ветви ремня о другую в перекрестной передаче. Кроме того, «неоткрытые» ременные передачи сложны в монтаже, так как из-за поперечного смещения ремня, возникающего в процессе их эксплуатации, они нуждаются в экспериментальной проверке взаимного положения шкивов.

Клиноременные передачи рассчитывают в соответствии с требованиями ГОСТ 1284.396 (для ремней нормального сечения).

Исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве: P = 3 кВт

Частота вращения: n = 950 об/мин

Передаточное число: 2,2

Характер нагрузки – легкие толчки.

5.1 Выбор типа нормального сечения клинового ремня

Размер сечения выбираем по рекомендациям [2, с. 151 – 152] в зависимости от крутящего момента Т = 9550 Р /n = 9550 3/950 = 30,2 Н м

Тип сечения О А Б В

Крутящий момент, Т (Н м) до 30 15–60 45–150 120–600

Минимальный диаметр, d (мм) 60 90 125 200

Принимаем клиновый ремень нормального сечения типа А

5.2 Назначим расчетный диаметр малого шкива

Минимальный диаметр малого шкива в зависимости от типа сечения

d =90 мм

Диаметры шкивов по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Следует применять шкивы с большим, чем d диаметром. Принимаем d = 100 мм.

5.3 Определяем расчетный диаметр большого шкива

d = (1 – ) d U

где – коэффициент скольжения, его величина зависит от нагрузки, поэтому в ременной передачи передаточное отношение не является строго постоянным.

При нормальных рабочих нагрузках 0,01…0,2. Принимаем = 0,02

d = (1 – 0,02) 100 2,2 = 215,6 мм

Полученный диаметр шкива округляем до ближайшего стандартного по ГОСТ 20889–75 – ГОСТ 20897–75

Принимаем d = 224 мм. Уточняем передаточное число:

U = d /(1 – ) d = 224/(1 – 0,02) 100 = 2,28

5.4 Определяем межосевое расстояние передачи

Минимальное межосевое расстояние:

a = 0,55 (d + d ) + h

где h – высота профиля ремня. Для сечения типа А имеем h = 8 мм (ГОСТ 1284.3 – 80)

тогда a = 0,55 (100 + 224) + 8 = 186,2 мм

Для увеличения долговечности ремней принимаем a > a . По рекомендациям [2, с. 153] руководствуемся следующими данными:

U 1 2 3 4 5 6 – 9

a/d 1,5 1,2 1,0 0,95 0,9 0,85

a = 1,0 224 = 224 мм

5.5 Определяем длину ремня

Длина ремня рассчитывается по формуле:

L = 2a + + = 2 224 + + = 973,84 мм

Длина ремня должна удовлетворять условию:

L L = , где V – скорость ремня, равная окружной скорости малого шкива:

V = d n /(60 1000) = 3,14 100 950/60 1000 = 4,97 м/с

L = = (249…166) мм, т.е. условие L L выполняется.

Значит, ремень будет иметь достаточную долговечность.

Полученную длину L = 973,84 мм округляем до стандартного значения по ГОСТ 1284–80.

Принимаем L = 1000 мм, что находится в рекомендуемом стандартном диапазоне для ремня типа А.

5.6 Уточняем межосевое расстояние передачи

a = 0,25 [L – + ]

где = 0,5 (d + d ) = 0,5 3,14 (100 + 224) = 509 мм

= 0,25 (d – d ) = 0,25 (224 – 100) = 3844 мм

a = 0,25 [1000 – 509 + ] = 237,4 мм

По рекомендации [2, с. 153] угол обхвата на малом шкиве равен:

= 180 – = 180 – = 150

= 150 > [ ] = 120 , следовательно, угол охвата на малом шкиве имеет достаточную величину.

5.7 Допускаемая мощность, которую может передать один ремень в заданных условиях эксплуатации

[P] = (P C C + P ) C , где

P – номинальная мощность, которую передает ремень в определенных условиях (при = 180 ; U = 1; V = 10 м/с; длина L ; спокойная нагрузка).

С – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность длины ремня в зависимости от отношения данной длины ремня к исходной L .

C – коэффициент, учитывающий влияние на тяговую способность угла обхвата.