Редуктор. Пояснительная записка. Рисунок 1 Кинематическая схема привода
 Скачать 1.05 Mb.
|
|
5. Расчет цепной передачи Проектный расчет Определим шаг цепи  (5.1)где Т3=461,11 Н·м – вращающий момент на ведущей звездочке.  – коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи : ; (5.2)  — число зубьев ведущей звездочки (5.3) принимаем  .где u — передаточное число цепной передачи  =29,71 — допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа,  – число рядов цепи. Для однорядных цепей типа ПР  . .Округляем полученное значение до ближайшего стандартного шага цепи  Определяем число зубьев ведомой звездочки:  (5.4) принимаем  .Определяем фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение  от заданного u: (5.5)  ; (5.6) .Определяем оптимальное межосевое расстояние a, мм. Из условия долговечности цепи  , где p — стандартный шаг цепи . Тогда  — межосевое расстояние в шагах. .Определяем число звеньев цепи   ; (5.7) .Принимаем величину lp как целое четное число,  .Уточняем межосевое расстояние  в шагах: (5.8)  Определяем фактическое межосевое расстояние a, мм  (5.9) =0,995·40·31,75=1263,65 мм. Определяем длину цепи l, мм:  (5.10) =116·31,75=3683 мм. Определяем диаметры звездочек, мм. Диаметр делительной окружности: ведущей звездочки ведомой звездочки  ; (5.11)  ; (5.12)  Диаметр окружности выступов: ведущей звездочки ведомой звездочки  ; (5.13)  ; (5.14)  где  — коэффициент высоты зуба;  — коэффициент числа зубьев:  =7,92 — ведущей звездочки,  = 15,26 — ведомой звездочки;  — геометрическая характеристика зацепления.Диаметр окружности впадин: ведущей звездочки ведомой звездочки  (5.15)  (5.16)  Проверочный расчет Проверяем частоту вращения меньшей звездочки  (5.17) где n3 — частота вращения меньшей звездочки, об/мин.  — допускаемая частота вращения.182,16 < 472,44. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек   (5.18)где  — расчетное число ударов цепи;  — допускаемое число ударов.2,62 < 16,00  Определяем фактическую скорость цепи v, м/с:  (5.19) Определяем окружную силу, передаваемую цепью   (5.20) .где P3 — мощность на ведущей звездочке, кВт; Проверяем давление в шарнирах цепи  : (5.21) где А — площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2:  (5.22) где  и  — соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи, мм. 20,11 < 29,71 Проверяем прочность цепи Прочность цепи удовлетворяется соотношением  (5.23) где  — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей; S — расчетный коэффициент запаса прочности,  (5.24)где Fp — разрушающая нагрузка цепи, Н, Ft — окружная сила, передаваемая цепью, Н; K0 — коэффициент, учитывающий характер нагрузки. Допускаемый коэффициент запаса прочности [S] для роликовых (втулочных) цепей при  [S]=7,3.F0 — предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви (от ее силы тяжести), Н.  (5.25) где Kf — коэффициент провисания; Kf = 6 — для горизонтальных передач; Kf = 3 — для передач, наклонных к горизонту до 40°; Kf=1 — для вертикальных передач; q — масса 1 м цепи, кг/м; а — межосевое расстояние, м; g = 9,81 м/с2 — ускорение свободного падения; Fv — натяжение цепи от центробежных сил, Н; Fv=qv2=3,8·2,4102=22,07 H, где v, м/с — фактическая скорость цепи.  Определяем силу давления цепи на вал Fоп, Н:  ; (5.26) где  =1,15 — коэффициент нагрузки вала. Результаты расчетов сведем в таблицу 5.1. Таблица 5.1. Параметры цепной передачи
6 Определение нагрузок валов редуктора 6.1 Определение сил в зацеплении первой цилиндрической передачи Определяем окружную силу  , (6.1) Определяем радиальную силу  (6.2)где  - угол зацепления; H.Определяем осевую нагрузку  (6.3)6.2 Определение сил в зацеплении второй косозубой передачи Определяем окружную силу  (6.4) Определяем радиальную силу  (6.5)где - угол зацепления; H.Определяем осевую нагрузку  (6.6) 6.3 Определение консольных сил Консольная нагрузка, вызванная муфтой на быстроходном валу  ; (6.7) Консольная нагрузка, вызванная звездочкой цепной передачи на тихоходном валу ; (6.8) 7. Проектный расчет валов 7.1 Выбор материала валов Выбираем материалом для быстроходного и тихоходного валов Сталь 45. Механические характеристики стали    Принимаем допускаемые напряжения на кручение:  7.2 Определение геометрических параметров ступеней валов 7.2.1 Быстроходный вал редуктора. Определяем диаметр выходного конца вала  (7.1)где  - крутящий момент, равный вращающему моменту на валу; Принимаем d1=22 мм. Определяем длину первой ступени вала  (7.2) Принимаем  мм.Определяем диаметр второй ступени под подшипник  (7.3)где t – высота буртика, t = 2 мм;  Принимаем  мм.Определяем длину второй ступени  (7.4) Принимаем  46 мм.Определяем диаметр третьей ступени вала под шестерню по формуле  (7.5)где r = 2 мм – координаты фаски подшипника;  Принимаем  38 мм.Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке. Под полученный диаметр предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники 206 по ГОСТ 8338-75. Определяем длину четвёртой ступени вала  (7.6)где С = 3,0 мм – фаска, В = 16 мм – ширина подшипника;  Принимаем  20 мм.По результатам расчетов чертим эскиз быстроходного вала редуктора который показан на рисунке 7.1.  Рисунок 7.1 – Эскиз быстроходного вала 7.2.2 Промежуточный вал редуктора. Определим диаметр ступени под подшипник по формулам (7.1), (7.3)  Принимаем  35 мм.Предварительно выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники 36207 по ГОСТ 831-75. Определяем длину первой ступени вала  (7.7)где С = 3,0 мм – фаска, В = 17 мм – ширина подшипника;  Принимаем  20 мм. (7.8)где t – высота буртика, t = 2,5 мм;  Принимаем d2 = 40 мм. Определим длину ступени  (7.9) Принимаем 60 мм.Диаметр ступени под колесо и шестерню определим по формуле (7.5), принимая r = 2,5 мм;  Принимаем d3 = 48 мм. Длина ступени определяется конструктивно. Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник  По результатам расчетов чертим эскиз первого промежуточного вала редуктора который показан на рисунке 7.2.  Рис. 7.2 Промежуточный вал 7.2.3 Выходной вал редуктора. Определяем диаметр выходного конца вала по формуле (7.1)  Принимаем d1 = 46 мм. Определяем длину первой ступени вала  (7.10) Принимаем l1 = 56 мм. Определяем диаметр второй ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник по формуле (7.3) где t – высота буртика, t = 2,8 мм;  Принимаем  мм.Определяем длину второй ступени  (7.11) Принимаем l2 = 84 мм. Определяем диаметр третьей ступени вала под колесо по формуле (7.5), принимая r = 3 мм  Принимаем 66 мм.Длину третьей ступени определяем графически на эскизной компоновке. Определяем диаметр четвёртой ступени вала под подшипник  Предварительно выбираем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники 36211 по ГОСТ 831-75. Определяем длину четвёртой ступени вала (7.12)где С = 3,0 мм – фаска, В = 21 мм – ширина подшипника;  Принимаем 24 мм.По результатам расчетов чертим эскиз тихоходного вала редуктора, который показан на рисунке 7.3.  Рисунок 7.3 – Эскиз тихоходного вала Расчет конструктивных размеров зубчатой пары редуктора 8.1 Быстроходная цилиндрическая ступень Геометрические параметры колеса: диаметр ступицы  , (8.1) мм;принимаем  длина ступицы  (8.2) принимаем  толщина обода  , (8.3) мм. принимаем  мм;толщина диска  мм, (8.4) принимаем  мм; 8.2 Тихоходная цилиндрическая ступень Геометрические параметры шестерни: Из конструктивных соображений шестерню выполним заодно с валом. Геометрические параметры колеса: диаметр ступицы , (8.5) мм;принимаем  длина ступицы (8.6) принимаем  толщина обода  , (8.7) мм. принимаем мм;толщина диска  мм, (8.8) принимаем  мм; | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
