Механический привод

Для шестерни [s_f ]/ Yf=437/3.78=115МПа

Для колеса [s_f ]/ Yf=309/3.6=86МПа

Проверку на изгиб  проводим  для колеса:

s_f2 = F_t  ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n =3399×1.43×3.6×0.92×0.92/2×41=103МПа<[s_f ]=309МПа

Прочность по напряжениям  изгиба  обеспечивается

 

                4 РАСЧЁТ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

        Определяем вращательный момент

Т=Р/w_дв=4.36×10³ /101,2 =43,1кН×м

Определяем диаметр ведущего шкива

d1=6 = »210мм

Принимаем по ГОСТ 17383-73  d1=224мм

Определяем диаметр  ведомого шкива

d2= i_рп d1(1-e)=2.06×125(1-0.01)=456мм

d2=450 по ГОСТ 17383-73

Уточняем передаточное отношение

i_рп =d2/d1(1-e)=450/224(1-0.01)=2.02

Определяем межосевое  расстояние

a_min=1.55(d1+d2)=1.5(224+450)=1011мм

расчетная длинна ремня.

 

L=2a+0.5p(d1+d2)+(d2-d1)²/4a=

=2×1011+0.5×3.14(224+450)+674²/4×1011=3093мм

определяем угол обхвата  меньшего шкива

 

 

a₁=180°-57× (d2-d1)/2=180°-57× (450-224)/2=167°

Определяем скорость ремня:

V=pd1n₁ /60=3.14×224×967/60=11,3м/с

Определяем окружную силу

F_t =P/V=4.36×10³ /11.3=385 Н

Выбираем ремень Б800 с  числом прокладок z=3, s₀ =1.5мм, Р₀ =3н/мм

Теперь проверим условие  выполнение условия

s <0.025 d1

s =s₀ z=1.5×3=4.5мм

4.5<5.6, условие выполнено

Коэффициент,  учитывающий  влияние угла обхвата

         С_a=1-0.003(180-a)=1-0.003(180-167)=0.96

         Коэффициент,  учитывающий влияние  скорости ремня

         С_v= 1.04-0,0004×v² =1.04-0,0004×11.3²=0.98

Коэффициент,  учитывающий  условия эксплуатации Ср=1(из таблицы 7.4Ч)

Коэффициент,  учитывающий  угол наклона линии центров передачи.

При наклоне до 60 принимаем  Со=1

Найдем допускаемую  рабочую нагрузку на 1мм ширины прокладки

[p]= Р₀ ×С_a ×С_v×Ср×Со= 3×0.96 ×0.98×1×1=2.82н/м

Определим ширину ремня  по ГОСТ23831-79 из условия

b= F_t /z[p]=385/3×2.82=45.5мм

принимаем b=50мм

Определим предварительное  натяжение ремня

F₀ =s₀ bs =1.5×50×4.5=338Н

Определим натяжение  ветвей

Ведущей:

F₁ = F₀ +0.5 F_t =338+0.5×385=530.5Н

Ведомой:

F₂ = F₀ -0.5 F_t =338-0.5×385=145.5Н

Определим напряжение от силы F_t

s₁ = F_t /bs =385/50×4.5=1.71Мпа

Напряжение от изгиба

s_и = Е_и  s / d1=100×4.5/224=2МПа

Напряжение от центробежной силы

s_r =p×v² 10^-6 =0.14

где р-плотность ремня  МПа

Определим максимальное напряжение

s_max =s₁ +s_и +s_r =2.42+2+0.14=4.56МПа

Условие s_max <7МПа выполнена

 

 

Нагрузки на валы передачи

F_b=3 F₀Z sina₁/2=3×338×3×sin167/2=1007Н

Проверка долговечности  ремня:

Определим число пробегов:  =v/L=11.3/3.093=3.65 c^-1

Найдём коэффициент, учитывающий  влияние  передаточного отношения i: C_i =1.5³_√ i    - 0.5=1.4

 C_н =1 при постоянной нагрузке

Определим долговечность:

Н₀ =s_-1⁶× 10⁷ ×C_i ×C_н/s_max⁶2 ×3600× =7⁶×10⁷×1.4/(4.56) ⁶ ×2 3600×3.65=

=6971 ч

Расчёт согласно табл 7.5 приложения [2]         

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ

В проектируемом редукторе принимаем для ведущего вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ); для ведомого вала сталь 40Х, в месте под уплотнение 40Х (термообработка У+ТВЧ) [HRC 45].

 

 Из условия прочности  на кручение определяется диаметр выходных концов валов d_в:

где [τ]_к – допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [τ]_к1 = 20Н/мм ²,т.к. на конце вала находится шкив. Тогда:

     

Полученное значение d_в1 округляем до стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 20 по табл. 13.15 [4], принимаем d_в=32 мм. Принимаем под подшипниками d_п1=40 мм. Шестерню выполним за одно с валом.

Для ведомого вала принимаем [τ]_к2 = 20 Н/мм ² , тогда:

Округляем значение d_в2 до стандартного значения по ГОСТ 6636 – 69 из ряда Rа 10 по табл. 13.15 [4].

 

Из условия соразмерности  диаметра вала и отверстия в ступице  муфты принимаем d_в2 = 40 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2=45 мм, под зубчатым колесом d_к=49 мм, буртик d_б=54 мм.

Приближенная  конструкция быстроходного вала

 

Приближенная  конструкция тихоходного вала. 

 

 
6. ВЫБОР ТИПА И СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Подшипники  скольжения – это опоры осей и  валов, работающие в условиях трения скольжения.

Проектирование опорных  узлов ведут на основании кинематической схемы узла и силовой характеристики механизма, намечают тип и класс точности подшипника. Наиболее распространены радиальные цилиндрические подшипники скольжения, служащие для восприятия радиальных нагрузок. Такие подшипники допускают перекос вала до 10^`. По сравнению с подшипниками других типов имеют линейные потери на трение и фиксируют вал от перемещения в обоих направлениях.

В качестве схемы установки подшипников выбираем установку радиальных шарикоподшипников в распор, за счет уменьшения расстояния между подшипниками в паре обеспечивается большая жесткость узла.

Для ведущего вала с диаметром под подшипником в 40 мм согласно ГОСТу 8338-75 выбираем роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами подшипники

Для ведомого вала с диаметром  под подшипником в 45 мм согласно ГОСТу 8338-75 выбираем однорядные  радиальные шарикоподшипники особо легкой серии 109.

 

Обозначение Подшипников	d, мм	D, мм	B, мм	r, мм	С, кН	С0, кН
206	40	72	19	2	36.9	20.0
109	45	75	16	1,5	21,2	12,2

 

 

7.ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ  РАСЧЕТ МУФТЫ

В проектируемых приводах применены компенсирующие разъемные  муфты нерасщепляемого класса в  стандартном исполнении для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применены цепные муфты. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов. Кроме того  к ним предъявляются требования малого момента инерции. По таблице К25 [4] выбираем муфту цепную однорядную, эти муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками. В качестве соединительного элемента полумуфт применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения узлов. Основные параметры, габаритные и присоединительные размеры муфт, допускаемые смещения осей валов определяют по таблице К25 [4].

 

Выбираем муфту  цепную однорядную по ГОСТ 20742—81 исходя из своих требований: Т₃=258Н*м и d_В2=40 мм со следующими размерами и характеристиками.

 T=500; D = 200 мм;   L = 222 мм;   l = 82 мм;   r = 0,2 — радиальное смещение; приводная роликовая цепь ПР31,75—8850 ;z = 14 – число зубьев полумуфты; c =2.

Запас по крутящему  моменту достаточный.

 

8.КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

БЕЛАРУСЬ

 Расчет элементов  корпуса

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость  разъема для удобства обработки  располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса  и крышки редуктора по всему контуру  плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

1)Толщина стенки корпуса и крышки:

где а=100 мм – межосевое расстояние.

Принимаем мм и мм.

 

2)  Толщина  фланцев поясов корпуса и крышки

    верхнего пояса корпуса  и пояса крышки

   

 

3)Толщина фундаментных лап редуктора:

.

Принимаем p=18 мм.

 

4)Толщина ребер корпуса редуктора:

.

 

5)Толщина ребер крышки редуктора:

.

 

6)Диаметр фундаментных болтов:

. Принимаем d₁=М16.

 

 

 

7)Диаметр болтов у подшипников:

. Принимаем d₂=М12.

9)Диаметр болтов соединяющих корпус с крышкой по периметру:

 Принимаем d₃=М8.

 

9. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Для всех шпоночных соединений принимаем  призматические шпонки со скругленными торцевыми поверхностями. Материал шпонки ─ Сталь 45.

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [4])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу;

d ─ диаметр вала;

l ─ полная длина шпонки;

b ─ ширина шпонки;

h ─ высота шпонки;

t₁─ глубина паза вала (таб. 4.1 [4]); 

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

, при чугунной  .

 

 

12.1 Расчет шпонки под муфтой

         Т3=258Нм

         d=38 мм

b=10мм

h=8мм

 

 

l=50мм

t=5мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

12.2 Расчет шпонки под колесом.

Т3=258 Нм

d=50 мм

b=14мм

h=9мм

l=75мм

t=5.5мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

12.3 Расчет шпонки под шкивом.

Т2=84.5 Н м

d=28 мм

b=8мм

h=7мм

l=27мм

t=4

 

 

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

10. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ ПРИВОДА

 

14.1 Смазывание  зубчатого зацепления

 

Определим окружную скорость зубчатого колеса:

υ=ω∙d/2=49∙0,48/2=1.145 м/с

Так как у нас редуктор общего назначения и окружная скорость не превышает 12,5 м/с, то принимаем картерную смазку. Подберем масло для смазывания по формуле приложения [2], c.130.

Тогда по таблицам 10.9 и 10.10 выбираем масло индустриальное И-40 А.

Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности.

V = 0,4∙P_з = 0,4 ∙ 3,9 = 1.56 л.

Уровень масла находится  в пределах мм от второго колеса. Контроль уровня масла осуществляется при помощи маслоуказателя круглого. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной отдушины в его верхних точках. Заливка масла осуществляется путем снятия смотровой крышки.

 

Объём масла заливаемый в масляную ванну: принимаем  V=2л

 

14.2. Смазывание  подшипников. 

 

Для смазывания подшипников принимаем  жидкие материалы. Смазывание происходит за счет смазывания зубчатых колес окунанием, разбрызгивания масла, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для этого полость подшипника выполняется открытой вовнутрь корпуса.

 

11. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК СОПРЯЖЕНИЙ ДЕТАЛЕЙ ПРИВОДА

 

Номинальным размером называют размер изделия, полученный по расчёту  или выбранный по конструктивным соображениям. Изготовленные изделия всегда имеют некоторые отклонения от начального размера.

Для того чтобы изделие отвечало своему целевому назначению, его размеры  должны выдерживаться между двумя  допустимыми предельными размерами, разность которых образует допуск. Зону между наибольшими и наименьшими предельными размерами называют  полем допуска.