Расчет редуктора

 

 

7.7 Для слива масла  и контроля масла в корпусе  редуктора предусмотрены сливные  отверстия и отверстия под  масло-указатель. Оба отверстия  желательно располагать на одной  стороне основания редуктора.  Размеры данных отверстий принимают  в соответствии со стандартизированными  деталями масло-указателя и пробок  отдушин.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

^{8 Расчёт  цепной передачи}

 

^{Выбираем  приводную  роликовую  однорядную  цепь}

^{8.1   Число  зубьев ведущей  звездочки:}

^{Z_1min =29-2U_ц.п=29-2·3,21=22,58}

 ^{принимаем  Z₁=23}

^{Число зубьев ведомой  звездочки: Z₂=Z₁·U_ц.п=23·3,21=73,83}

^{принимаем Z₂=74}    

^{Условие Z₂≤Z_max   соблюдается}

^{8.2 Коэффициент  влияния частоты  вращения на износостойкость  шарниров(n₃₁=n₂=175  )}

 

^{8.3 Для однорядной  цепи  K_m=1;}

^{8.4 Шаг цепи}

^{По стандарту  принимаем цепь с  шагом p=12,7мм;А_оп=50мм2}

^{ПР-19,05-31,8        ГОСТ   13568-75}

^{8.5 Скорость цепи :}

 

^{8.6 Окружная сила ,передаваемая  цепью :}

^{8.7  Согласно  условиям работы  применяем коэффициенты :}

^{K_Д=1  ;  K_Н=1﴾ө=450﴿; K_p=1,25 K_c=0,8}

^{8.8  Коэффициент  учитывающий  условия  эксплуатации:}

^{К_Э=К_Д  ·К_Н  ·К_Р  ·К_С =1  ·1  ·1,25  ·0,8=1}

^{8.9    Среднее давление в шарнирах принятой цепи:}

^{8.10  Принимаем  срок службы передачи  L_H=104 ч   и коэффициент работоспобности С=4·106}

^{8.11   Допускаемое  среднее давление :}

 

^{Так как для Р_ц=12,7 и n=175 максимальное допускаемое давление p_max=31,5 Н/мм2, то износостойкость шарниров обеспечивается}

^{8.12  Межосевое  расстояние передачи:}

^{a=40p=40·12,7=508мм}

^{8.13  Число звеньев  цепи :}

 

^{Принимаем L_p=129 шагов .}

^{8,14  Уточняем  межосевое  расстояние  при окончательно  принятом числе  зубьев :}

 

^{Для провисания цепи полученное значение а|  уменьшаем на 0,003 а|}

^{Окончательно  назначаем а=502 мм}

^{8.15  Силы, действующие  на валы звездочек  :}

^{F_b=K·F_t=1,15·401,45=461,67 H}

^K=1,15

                                                                                                                                                           

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9 Выбор муфты

 

Для передачи вращающего момента соосными валами принимаем компенсирующую муфту  втулочно-пальцевую.

где k – коэффициент режима работы муфты

k = 1,25 ¸2,0 – для ленточных конвейеров [1, с 336]

Принимаем муфту втулочно-пальцевую  по ГОСТ 21425-93, для которой:

[М]=31б5Н×м

d=16мм

l_ст=28мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Эскизная компоновка  редуктора

Эскизная компоновка устанавливает  положение колёс редукторной  пары, элемента открытой передачи и  муфты относительно опор (подшипников); определяет расстояние и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты на расстоянии и от реакции смежного подшипника.

Эскизную компоновку рекомендуется  выполнять в такой последовательности:

1. Наметить расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.
2. Провести оси проекций и осевые линии валов на межосевом расстоянии друг от друга параллельно.
3. Вычертить редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчёта: для цилиндрического колеса и шестерни – .
4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колёс за внутренние стенки корпуса контур стенок провести с зазором ; такой же зазор предусмотрен между подшипниками и контуром стенок. Расстояние между дном корпуса и поверхностью колёс принять .

Действительный  контур корпуса редуктора зависит  от его кинематической схемы, размеров деталей передач, способа транспортировки, смазки и т.п. и определяется при  разработке конструктивной компоновки.

5. Вычертить ступени вала на соответствующих осях по размерам и , полученным в проектном расчёте валов.

Ступени валов вычертить в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступени  получается конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.

6. На 2-й и 4-й ступенях вычертить контуры подшипников по размерам в соответствии со схемой их установки. Контуры – основными линиями, диагонали – тонкими.
7. Определить расстояния и между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Радиальную  реакцию подшипника считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения подшипника с осью вала.

8. Определить точки приложения консольных сил:

а) для  открытой передачи силу давления цепной передачи принять приложенными к середине выходного конца вала на расстоянии от точки приложения реакции смежного подшипника.

б) сила давления муфты  приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы находится в торцовой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии от точки приложения реакций смежного подшипника.

 

Таблица 2. Размеры предварительно выбранных подшипников.

Вал	Тип подшипника		, мм	В, мм	Сr, кН	Cor, кН
I	206	30	62	16	19,5	10
II	206	30	62	16	19,5	10

 

9. _{Определяем величину смещения точки реакции опор относительно наружного кольца подшипников:}

 

10. Поставил на проекциях эскизной  компоновки необходимые размеры,  выполнить основную надпись.

 

11. Проверка долговечности  подшипников.

 

Расчёт подшипников на долговечность  выполняется после определения  реакций опор на валах.

Для определения реакций опор вычерчиваем  расчётную схему вала с указанием  действующих на него внешних сил  и размеров плеч.

11.1 Ведущий  вал.

Из  предыдущих расчетов имеем  Н, Н, Н, , 11.1.1 Вычерчиваю схему ведущего вала с нагрузками.

 

11.1.2 Рассчитываю реакции опор:

а) в  вертикальной плоскости.

;

 

;

Проверяем правильность определения  реакций:

Реакции определены правильно.

 

б) в  горизонтальной плоскости.

;

;

;

;

Проверяем правильность определения реакций:

Реакции определены правильно.

11.1.3  Рассчитываю подшипники на долговечность.

1) Суммарные  радиальные опорные реакции:

;

;

2) Выбор  типа подшипника. Для опор валов  цилиндрических колёс при наличии  осевой силы необходимо проверить  пригодность этих типов подшипников  для опор валов. Осевая нагрузка  действует на опору A. Поэтому для этой опоры определяем отношение . Принимаем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники ([1], §16.7).

3) Проверим  возможность установки подшипника  средней серии 206, для которого из каталога выписываем: – базовая статическая грузоподъемность; – базовая динамическая грузоподъемность.

4) В  соответствии с условиями работы  подшипника принимаем коэффициенты: ; ; ([1], §16.7). Для радиальных шарикоподшипников , принимаем .

Т.к. отношение  , то из примечания этой же таблицы принимаем ; . Принимаем: , ([1], §16.6).

5) Эквивалентная  динамическая нагрузка подшипника  по формуле ([1], стр. 321):

.

6) Базовая  долговечность более нагруженного подшипника A по формуле ([1], стр. 319):

7) Базовая  долговечность подшипника 1 по формуле  ([1], стр. 320):

, что больше требуемой долговечности  .

 

 

11.2 Тихоходный вал.

11.2.1 Вычерчиваю схему ведомого вала  с нагрузками.

 

 

 

 

 

11.2.2 Рассчитываю реакции опор:

а) в  вертикальной плоскости.

;

;

Проверяем правильность определения реакций:

Реакции определены правильно.

б) в  горизонтальной плоскости.

;

Проверяем правильность определения реакций:

Реакции определены правильно.

11.2.4 Рассчитываю подшипники на долговечность.

1) Суммарные  радиальные опорные реакции:

;

;

2) Выбор  типа подшипника. Для опор валов  цилиндрических колёс при наличии  осевой силы необходимо проверить  пригодность этих типов подшипников  для опор валов. Осевая нагрузка  действует на опору D. Поэтому для этой опоры определяем отношение . Принимаем радиально-упорные однорядные шарикоподшипники ([1], §16.7).

3) Проверим  возможность установки подшипника  средней серии 206, для которого из каталога выписываем: – базовая статическая грузоподъемность; – базовая динамическая грузоподъемность.

4) В  соответствии с условиями работы  подшипника принимаем коэффициенты: ; ; ([1], §16.7). Для радиальных шарикоподшипников , принимаем .

Т.к. отношение  , то из примечания этой же таблицы принимаем ; . Принимаем: , ([1], §16.6).

5) Эквивалентная  динамическая нагрузка подшипника  по формуле ([1], стр. 321):

.

6) Базовая  долговечность более нагруженного  подшипника A по формуле ([1], стр. 319):

7) Базовая  долговечность подшипника 1 по формуле  ([1], стр. 320):

, что больше требуемой долговечности  .

 

 

 

 

12 Подбор и проверочный  расчёт шпонок

 

12.1 Быстроходный вал. Под муфту.

. 12.1.1 Для диаметра вала  ([1], таблица 5.1) принимаем размеры сечения шпонки , . Глубина паза .

12.1.2 Выбираем длину шпонки ([1], таблица  5.1, примечание). Принимаем длину  шпонки  . Рабочая длина шпонки .

12.1.3 Допускаемое напряжение смятия  (ступица стальная).

12.1.4 Расчётное напряжение смятия  шпонки ([1], стр.98):

,

что удовлетворяет условию прочности.

12.1.5 Условное обозначение шпонки: .

 

12.2 Тихоходный вал. Под зубчатое колесо.

12.2.1 Для диаметра вала ([1], таблица 5.1) принимаем размеры сечения шпонки , . Глубина паза .

12.2.2 Выбираем длину шпонки ([1], таблица  5.1, примечание). При длине ступицы  принимаем длину шпонки . Рабочая длина шпонки .

12.2.3 Допускаемое напряжение смятия  (ступица стальная).

12.2.4 Расчётное напряжение смятия  шпонки ([1], стр.98):

,

 

что удовлетворяет условию прочности.

12.2.5 Условное обозначение шпонки:

12.3 Под звездочку.

12.3.1 Для диаметра вала  ([1], таблица 5.1) принимаем размеры сечения шпонки , . Глубина паза .

12.3.2 Выбираем длину шпонки ([1], таблица  5.1, примечание). Принимаем длину  шпонки  . Рабочая длина шпонки .