125687 (690641), страница 2

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 2)

Рис. 2 Эскиз шкива ременной передачи

Для ремня сечением А по табл. 12 (с. 27, [2]) выбираем размеры профиля канавок шкива: f = 10 мм, е = 15 мм, l_р = 11 мм, h = 8,7 мм, b^* = 3,3 мм.

С учетом того, что количество ремней z = 2, конструктивно ширина шкива получается равной 35 мм:

мм

По ГОСТ 6636–69 принимаем М = 36 мм.

В соответствии с расчетом диаметр шкива d_р = d₂ = 280 мм.

Наружный диаметр шкива мм.

Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412–85.

Толщина обода для чугунного шкива:

мм

Принимаем = 10 мм.

Внутренний диаметр обода шкива:

мм

Толщина диска шкива:

мм

Принимаем С = 14 мм.

Диаметр вала:

мм

По конструктивным соображениям принимаем d_в = 22 мм.

Диаметр ступицы для чугунных шкивов:

мм

Принимаем d_ст = 36 мм.

Длина ступицы:

мм

По конструктивным соображениям принимаем l_ст = 36 мм.

Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в диске выполним 6 отверстий диаметром d_отв = 20 мм. Диаметр окружности, на котором выполняем отверстия, принимаем равным 206 мм (по конструктивным соображениям).

Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала = 22 мм, то принимаем шпонку (прил. 2, с. 57 [2]) сечением bh = 66 мм при стандартной глубине паза ступицы t₂ = 2,8 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 6,3 мм).

Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 8 мм.

Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 2 мм.

На наиболее важные параметры шкива назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).

На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.

На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,007 мм (допуск на размер 22Н7 равен 21 мкм); перпендикулярность 0,02 мм; параллельность 0,02 мм; симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А (диаметра отверстия ступицы).

4. Предварительная компоновка редуктора

4.1 Предварительный расчет валов

Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами.

Диаметр вала определяем из условия прочности:

где – напряжения кручения вала, МПа,

[] – допускаемые напряжения кручения вала, [] = 25 МПа,

Т – момент на валу, Нм,

D – диаметр вала, мм.

Тогда:

, мм

Определяем диаметры:

• на входном валу мм, принимаем d_II = 18 мм;

• на промежуточном валу мм, принимаем d_III = 28 мм;

• на выходном валу мм, принимаем d_IV = 45 мм.

По конструктивным соображениям (см. проектирование шкивов ременной передачи) диаметр входного вала принимаем = 22 мм, диаметр под подшипниками выбираем = 25 мм.

Диаметр промежуточного вала оставляем = 28 мм, диаметры под подшипники принимаем = 30 мм, диаметр под зубчатым колесом быстроходной ступени = 36 мм, тихоходную оформляем как вал – шестерню.

Диаметр выходного вала оставляем = 45 мм, диаметры под подшипники принимаем = 50 мм, диаметр под зубчатым колесом = 56 мм.

4.2 Предварительный выбор подшипников

Предварительный выбор подшипников производим по диаметру, назначенному под подшипники на соответствующем валу. По возможности принимаем особолегкую и легкую серию, чтобы при проверочном расчете была возможность перейти на среднюю или тяжелую серии, если будет необходимо.

1. На входном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №205 по ГОСТ 8338–75 с d = 25 мм, D = 52 мм, В = 15 мм, r = 1,5 мм, d_ш 8 мм, С = 14000 Н, С₀ = 6950 Н;

2. На промежуточном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с d = 30 мм, D = 72 мм, В = 19 мм, r = 2,0 мм, d_ш 12 мм, С = 28100 Н, С₀ = 14600 Н;

3. На выходном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №210 по ГОСТ 8338–75 с d = 50 мм, D = 90 мм, В = 20 мм, r = 2,0 мм, d_ш 13 мм, С = 35100 Н, С₀ = 19800 Н.

4.3 Проектирование шпоночных соединений и проверка их прочности

Исходя из эскизной компоновки редуктора, выбираем шпонки на валах редуктора:

1. На входном валу принимаем шпонку длиной l = 36 мм, шириной b = 6 мм, высотой h = 6 мм, глубинами паза вала t₁ = 3,5 мм и втулки t₂ = 2,8 мм;

2. На промежуточном валу принимаем шпонку длиной l = 28 мм, шириной b = 10 мм, высотой h = 8 мм, глубинами паза вала t₁ = 5,0 мм и втулки t₂ = 3,3 мм;

3. На выходном валу:

• под зубчатым колесом принимаем шпонку длиной l = 45 мм, шириной b = 16 мм, высотой h = 10 мм, глубинами паза вала t₁ = 6,0 мм и втулки t₂ = 4,3 мм;

• под муфтой принимаем шпонку длиной l = 56 мм, шириной b = 14 мм, высотой h = 9 мм, глубинами паза вала t₁ = 5,5 мм и втулки t₂ = 3,8 мм.

После подбора шпонок выполняются проверочные расчеты на прочность по напряжениям смятия и среза. Условие прочности при расчете на смятие:

где d – диаметр вала под шпонкой, мм;

b, h, l, t₁ – геометрические размеры шпонки, мм;

Т – крутящий момент на валу, Нмм;

[]_см – допускаемые напряжения смятия, МПа (для стальной ступицы []_см = 120 МПа, для чугунной ступицы []_см = 70 МПа).

Условие прочности при расчете на срез:

где []_ср – допускаемые напряжения среза, МПа (для стальной ступицы []_ср = 70 МПа, для чугунной ступицы []_ср = 40 МПа).

Проверяем шпонки по условиям прочности:

1. На входном валу

МПа МПа

МПа МПа

2) На промежуточном валу

МПа МПа

МПа МПа

3) На выходном валу

• под зубчатым колесом

МПа МПа

МПа МПа

• под муфтой

МПа МПа

МПа МПа

Подбор шпонок произведен правильно.

4.4 Подбор муфты

Для соединения редуктора с транспортирующим устройством принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эта муфта позволяет компенсировать смещение и несоосность соединяемых валов. По таблице 7.1 (с. 56, [1]) принимаем муфту 500–45–1-У3 ГОСТ 21424–93 с номинальным вращающим моментом Т_ном = 500 Нм, типа 1, с диаметром цилиндрического конца вала 45 мм и отклонением по Н8, климатического исполнения У категории 3, наружным диаметром D 170 мм, общей длиной L 226 мм, длиной посадочного места полумуфты l = 110 мм. Допускаемые смещения концов полумуфт:

• осевое – 5,0 мм;

• радиальное – 0,3 мм;

• угловое – 1.

4.5 Выбор типа смазки

Так как окружные скорости колес быстроходной и тихоходной ступеней нашего редуктора составляют 1,0 м/с и 0,3 м/с соответственно, то тип смазки выбираем так:

1. Зубчатых колес редуктора – окунанием в масляную ванну зубчатых колес тихоходной и быстроходной ступеней редуктора на величину 10 мм каждое. По табл. 95 (с. 160, [3]) принимаем масло индустриальное И-50А по ГОСТ 20779–88. Для успешного отвода тепла от зубчатых колес количество масла должно быть не менее 0,5…0,8 л на 1кВт мощности, т.е. не меньше 0,9 л в нашем случае.

2. Подшипников – пластичной смазкой ЦИАТИМ-202 по ГОСТ 11110–75.

5. Проверочный расчет промежуточного вала

5.1 Определение опорных реакций

Определение опорных реакций в подшипниках начинаем с определения расчетной схемы вала. Для этого вычерчиваем в масштабе вал и прикладываем к нему окружные и радиальные силы в середине ступиц зубчатых колес (рис. 3). Точки приложения реакций опор– в середине посадочных мест под подшипники.

Крутящий момент передается валом в пространстве между серединами посадочных мест под зубчатые колеса и составляет М_кр = 110 Нм. Строим эпюру крутящих моментов (см. рис. 3).

Определение реакций в подшипниках от действия окружных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил

Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие окружные силы:

• от быстроходной передачи F_{t Б} = 1375 Н;

• от тихоходной передачи F_{t Т} = 4827 Н.

Расчетная схема приведена на рис. 3.

Составляем уравнения статики:

Н

Н

Проверка:

– реакции определены правильно.

Строим эпюру моментов М_у (см. рис. 3).

Определение реакций в подшипниках от действия радиальных сил и построение эпюры моментов от действия этих сил

Согласно проектным расчетам зубчатых зацеплений, на промежуточный вал действуют следующие радиальные силы:

• от быстроходной передачи F_{r Б} = 500,5 Н;

• от тихоходной передачи F_{r Т} = 1757 Н.

Расчетная схема приведена на рис. 3.

Составляем уравнения статики:

Н

Характеристики

Список файлов курсовой работы