Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения

иред - передаточное число редуктора, иред =3,15;

 - ширина зубчатого колеса, =100мм;

Условие прочности выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):

 (2.18)

где  - вращающий момент на ведомом валу, ;

 - делительный диаметр колеса,  =385,63мм. радиальную по формуле (2. 19):

 (2. 19)

где  - тангенс угла зацепления, tg=0,36

cos - косинус угла наклона зубьев, cos=0,972.

осевую по формуле (2. 20):

 (2. 20)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):

 (2.21)

где  - коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,87,

HB350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор  по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

 - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа

зубьев :

у шестерни

у колеса

в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:

=3,70 и  =3,60

Допускаемое напряжение по формуле (2.22):

 (2.22)

где  - предел выносливости при отнулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твёрдости HB350 =1,8НВ:

для шестерни;

для колеса  

 - коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:

Допускаемые напряжения:

для шестерни ;

для колеса .

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, у которого найденное отношение меньше. Определим коэффициент компенсации погрешности Y^ и коэффициент неравномерности

распределения нагрузки между зубьями .

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1]  =0,92

Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):

< 206МПа

Условие выносливости выполнено.

3. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчёта:

передаваемая мощность: Pтр =12,38кВт;

частота вращения ведущего шкива: пдв =731,3об/мин;

передаточное число ременной передачи:  =2,0;

скольжение ремня:  =0,01.

По номограмме на рисунке 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива

пдв =731,3 об/мин и передаваемой мощности P=P тр =12,38 кВт принимаем сечение клинового

ремня Б.

Диаметр меньшего шкива определим но формуле (3.1):

 (3.1)

где Тдв - вращающий момент на валу двигателя, Тдв = .

Согласно таблице 7.8 [1] с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения В не должен быть менее 200 мм принимаем =200мм

Диаметр большего шкива определим по формуле (3.2):

 (3.2)

где ирем - передаточное число ременной передачи, ирем = 2,0.

Принимаем d2 =400мм

Уточняем передаточное число по формуле (3.3):

(3.3)

При этом угловая скорость вала будет равна по формуле (3.4):

 (3.4)

где  - см. формулу (1.6);

 ирем - см. формулу (3.3).

Расхождение угловой скорости, которая была получена по первоначальному расчёту, равно:

,

что меньше допустимого, равного 3%. Следовательно,

окончательно принимаем диаметры шкивов  =200мм и  =400 мм

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале по формуле (3.5):

 (3.5)

где  - высота сечения ремня в соответствии с таблицей 7.7 [1] =10,5 мм

Принимаем предварительно близкое значение, .

Расчетную длину ремня определим по формуле (3.6):

 (3.6)

Ближайшее значение по стандарту (см. табл.7,7) L=3150мм.

Уточняем значение межосевого расстояния ар с учётом стандартной длины ремня по формуле (3.7).

 (3.7)

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на  для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на  для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива определим по формуле (3.8):

 (3.8)

Определим число ремней в передачи по формуле (3.9):

 (3.9)

где  см. формулу (1.3);

 - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, в

соответствии с таблицей 7.4 [1] при двухсменной работе =0,90;

 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня в соответствии таблицей 7.9 [1]

=1,07;

-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: в соответствии с рекомендациями

на с.135 [1] при = 170° коэффициент;

 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что число ремней

в передаче будет от 4 до 6, в соответствии с рекомендациями на с.135 [1] примем

коэффициент =0,90;

 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, в соответствии с таблицей 7.8 [1]

=3,5кВт.

Принимаем количество ремней z=4.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле (3.10):

 (3.10)

где v – скорость

 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения В

коэффициент .

Давление на валы определим по формуле (3.11):

 (3.11)

Ширину шкива определим по формуле (3.12) в соответствии с данными в таблице 7.12 [1].

 (3.12)

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 45  определим по формуле (4.1):

 (4.1)

где  - вращающий момент на валу В,  = .

Диаметр выходного конца вала примем равным диаметру из стандартного ряда = 45мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем  = 55мм.

Конструкция ведущего вала представлена на рисунке 2.

Ведомый вал:

Определим диаметр выходного конца ведомого при допускаемом напряжении для стали 45  вала по формуле (4.2):

 (4.2)

где  - вращающий момент на валу С, = . Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда = 65мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем = 70мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем 75мм.

Конструкция ведомого вала представлена на рисунке 2.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше:

Колесо кованое ее размеры определены выше:   

Диаметр ступицы определим по формуле (5.1):

 (5.1)

длину ступицы определим по формуле (5.2):

 (5.2)

принимаем  =100мм.

Толщину обода определим по формуле (5.3):

 (5.3)

принимаем =10мм.

Толщину диска определим по формуле (5.4):

 (5.4)

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщину стенок корпуса и крышки определим по формуле (6.1):

 (6.1)

где aw –см. формулу (2.3).

Принимаем =8мм, =8мм.

Определим толщину фланцев поясов корпуса и крышки.

Толщину верхнего пояса корпуса и пояса крышки определим по формуле (6.2):

 (6.2)

где   - см. формулу (6.1);

нижнего пояса корпуса по формуле (6.3):

 (6.3)

где  - см. формулу (6.1);

Принимаем  

Определим диаметр болтов:

фундаментных по формуле (6.4):

 (6.4)

где  - см формулу (2.3);

принимаем болты с резьбой M 20;

крепящих крышку корпуса у подшипников по формуле (6.5):

 (6.5)

где  - см формулу (6.4);

принимаем болты с резьбой M 16;

соединяющих крышку с корпусом по формуле (6.6):

 (6.6)

где  - см формулу (6.4);

принимаем болты с резьбой M l2.

7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближённого определения положения зубчатых колес, для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции разрез по осям валов при снятой крышке редуктора.

Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии

Вычерчиваем упрощённо шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерню выполняем за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а). принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

б). принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

в). принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

Так как диаметр вершин зубьев шестерни ведущего вала равен 126,37мм, по конструктивным соображениям для удобства монтажа намечаем роликоподшипники конические однорядные средней широкой серии, где диаметр подшипников равен 120мм. Для ведомого вала намечаем радиальные подшипники тяжелой серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников  и . Параметры подшипников определяем в соответствии с таблицей приложения 7 [1] и сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры подшипников.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазочного материала внутрь корпуса

вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину определяет размер

Измерением находим расстояние между опорами на ведущем валу  и на ведомом ; принимаем  

Глубина гнезда подшипника 7611: ; для подшипника 7614;

 Толщину фланца  крышки подшипника принимают примерно равной диаметру отверстия . Высоту головки болта примем

Предварительная компоновка редуктора представлена на рисунке 3.

8. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь. Вращающий момент на ведущей звездочке:  Передаточное число цепной передачи  Определим число зубьев:

ведущей звездочки по формуле (8.1):

 (8.1)

принимаем

ведомой звездочки по формуле (8.2):

 (8.2)

принимаем  

Тогда фактическое передаточное число равно:

Отклонение составит:  что меньше допустимого, равного 3%.

Расчетный коэффициент нагрузки определим по формуле (8.3):

 (8.3)

Страницы: 1, 2, 3, 4