Детали машин. РГР 1. 1 Кинематический расчёт привода 5

Название	1 Кинематический расчёт привода 5
Анкор	Детали машин
Дата	23.04.2022
Размер	1.17 Mb.
Формат файла
Имя файла	РГР 1.doc
Тип	Документы #492375
страница	2 из 4

1 2 3 4

3 Расчёт клиноременной передачи

Принимаем для первой ступени привода клиноременную передачу.

По моменту

на ведущем валу ремённой передачи принимаем ремень сечения Ф ([1] таблица 5.6) с площадью поперечного сечения:

(3.1)

По ГОСТ 20889–88[5] принимаем диаметр ведущего шкива из стандартного ряда:

(3.2)

Диаметр ведомого шкива:

(3.3)

где

– относительное скольжение,

([1] с. 70).

(3.4)

Принимаем ближайшую стандартную величину:

(3.5)

Уточняем передаточное число:

(3.6)

Отклонение от заданного передаточного числа составляет:

что входит в допустимый интервал 3%.

Межосевое расстояние ремённой передачи выбирается в интервале:

(3.7)

(3.8)

где h – толщина ремня, для ремня сечения О толщина составляет

(3.9)

(3.10)
Принимаем близкую к средней величину:

(3.11)

Расчётная длина ремня:

(3.12)

По ГОСТ 1284.1–89[6] принимаем стандартную расчётную длину ремня:

(3.13)

Уточнённое межосевое расстояние:

(3.14)

где

(3.15)

(3.16)

Возможное уменьшение межосевого расстояния для обеспечения монтажа:

(3.17)

Возможное увеличение межосевого расстояния для обеспечения напряжения ремней:

(3.18)

Угол охвата меньшего шкива:

(3.19)

Окружная скорость:

(3.20)

Окружное усилие, передаваемое одним клиновым ремнём сечения А при передаточном числе 1,

находим по таблице 5.7 [1], произведя интерполяцию для окружной скорости 7,5 м/с:

(3.21)

Допускаемое окружное усилие на один ремень:

(3.22)

где

– коэффициент, учитывающий влияние угла охвата ведущего шкива;

– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

– коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи, для привода конвейера

(3.23)

(3.24)

(3.25)

Окружное усилие:

(3.26)

Расчётное число ремней:

(3.27)

Принимаем число ремней:

(3.28)

Предварительное напряжение каждой ветви ремня:

(3.29)

где

– напряжение от предварительного напряжения ремня,

принимаем величину

(3.30)

Рабочее напряжение:

ведущей ветви:

(3.31)

ведомой ветви:

(3.32)

усилие на валы:

(3.33)

4 Предварительный расчёт валов редуктора

4.1 Быстроходный вал редуктора

Ориентировочно определяем минимальный диаметр выходного участка вала из условия прочности на кручение без учёта влияния изгиба ([1], (6.16)):

(4.1)

где

– допускаемое напряжение,

Поскольку напряжение ремней ремённой передач вызывает изгиб вала принимаем:

(4.2)

(4.3)

По ГОСТ 12081–72[7] принимаем:

(4.4)

Диаметр вала под подшипник принимаем:

(4.5)

Предварительно по ГОСТ 8338–75[8] выбираем радиальные шарикоподшипники повышенной грузоподъёмности серии диаметров 2 (лёгкая), серии ширин 0 (узкая серия), тип 205, с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

(4.6)

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

(4.7)

номинальной шириной подшипника:

(4.8)

динамической грузоподъёмностью:

(4.9)

статистической грузоподъёмностью:

(4.10)

По ГОСТ 20226–82[9] диаметр заплечиков внутреннего кольца таких подшипников:

(4.11)

Принимаем диаметр заплечиков быстроходного вала редуктора:

(4.12)

Решением о конструктивном исполнении принимается на основании анализа величин расстояния xот впадин зубьев шестерни до шпоночного паза ([1], рисунок 8.7). Для использования шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:

(4.13)

Диаметр для посадки шестерни принимаем:

(4.14)

Из рисунка 8.7[1] для ведущего вала редуктора:

(4.15)

где

– глубина шпоночного паза в отверстии ступицы колеса.

Для шпонки под вал диаметром 25 мм

[10]. Тогда:

(4.16)

Принимаем конструктивное исполнение шестерни заодно с валом.

Конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 2.

4.2 Тихоходный вал редуктора

Поскольку нагрузка от цепной передачи вызывает изгиб вала, принимаем:

(4.17)

Минимальный диаметр выходного участка вала:

(4.18)

По ГОСТ 12081–72[7] принимаем:

(4.19)

Диаметр вала под подшипник принимаем:

(4.20)

Предварительно по ГОСТ 8338–75[8] выбираем радиальные шарикоподшипники повышенной серии диаметров 2 (лёгкая), серии ширин 0 (узкая серия), тип 208, с номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

(4.21)

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

(4.22)

номинальной шириной подшипника:

(4.23)

динамической грузоподъёмностью:

(4.24)

статистической грузоподъёмностью:

(4.25)

По ГОСТ 20226–82[9] диаметр заплечиков внутреннего кольца таких подшипников:

(4.26)

Принимаем диаметр заплечиков тихоходного вала редуктора:

(4.27)

Диаметр ступени для посадки зубчатого колеса на вал принимаем:

(4.28)

Осевую фиксацию подшипника, расположенного у выходной ступени вала, предусматриваем с помощью предварительно принятой распорной втулки с внешним диаметром, равным диаметром заплечиков:

(4.29)

Осевую фиксацию второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром, равным диаметру заплечика.

Осевую фиксацию колеса со стороны второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром:

(4.30)

Конструкция тихоходного вала представлена на рисунок 3.

5 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Конструктивные размеры шестерни и рассчитывать в соответствии с данными таблицы 8.1[1].

Фаска на зубчатом венце шестерни:

(5.1)

По ГОСТ 10948–64[11] принимаем фаску 1×45° для зубчатого венца шестерни и колеса.

Поскольку в п. 4.1 принято решение об исполнении шестерни заодно с валом, остальные её конструктивные размеры принимаем по результатам расчётов п. 2.2.

Принимаем кованное зубчатое колесо ([1], с. 146, рисунок 8.2 а).

По ГОСТ 23360–78 принимаем шпонку исполнения 1 для передачи вращающего момента от зубчатого колеса передачи редуктора к его тихоходному валу.

Согласно ГОСТ 23360–78 минимальная длина шпонки 14×9 исполнения 1, предназначенной для передачи вращающего момента на валах диаметром 44…50 мм, составляет: