Машиностроение \ Детали машин

Кинематический расчет привода (тяговое усилие - 2,5 кH, скорость ленты - 1,95 м/с, диаметр барабана - 200 мм), страница 2

[]H=438,26 МПа < []H= 478 МПа.

Недогрузка составляет 8,3%<15%, контактная прочность зубьев обеспечена.

2.15  Коэффициенты формы зуба по табл. 6.8[2, интерполированием]:

для шестерни                        z1=30, YF1 =3,79, для колеса                 z2=95, YF2 = 3,60.

Сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб:

шестерни       245/3,79=64,64 МПа;

колеса            =205/3,6=57 МПа.

Проверочный расчёт передачи на прочность необходимо вести по колесу, зубья которого менее прочны на изгиб.

2.16  Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса [2, формула 6.28]:

 Па;

=102,9 МПа < МПа,

т.е. прочность зубьев на изгиб обеспечена.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

3.1 Ведомый вал плоскоременной передачи – ведущий вал  прямозубой цилиндрической передачи. Материал вала принимаем сталь 40Х.

Принимаем []к = 20 МПа.

Определяем диаметр выходного конца вала под ведомым шкивом плоскоременной передачи:

= =27,8 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем dв1=30 мм.

Диаметр вала в месте посадки шкива dв1= 30 мм получен расчетом. Диаметр в месте посадки подшипников принимаем dп1 = 35 мм. Шестерню z1 выполняем заодно с валом.

3.2 Ведомый вал прямозубой цилиндрической  передачи. Материал вала принимаем сталь 45, для которой по табл. 6.4.[2] sт= 390 МПа, s -1 = 315 МПа.

Принимаем []к = 25 МПа.

Определяем диаметр  вала под муфтой – выходной конец:

==37,2 мм.

По ГОСТ 6636-69 принимаем dв2=40 мм.

Диаметр вала в месте посадки подшипников dп2= 45 мм. Диаметр в месте посадки зубчатого колеса z2 принимаем dк2 =50 мм.

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

4.1 Прямозубая цилиндрическая передача: m=2 мм.

Шестерни z1=30

Колеса z2=95

d1=60 мм

d2=190 мм

da1=64 мм

da2=194  мм

df1=d1-2,5m

df1=60-2,5×2=55 мм 

df2=d2-2,5m

df2=190-2,5×2=185  мм

b1=85 мм

b2=80 мм

Шестерню изготовляем заодно с валом.

Диаметр и длина ступицы колеса:

dст2 мм;

мм, принимаем мм.

Толщина обода δ0=(2,54)m=(2,54)∙2=58 мм, принимаем δ0=8 мм.

Толщина диска С=0,3b2=0,3∙80=24 мм.

Остальные размеры назначаем конструктивно.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

5.1 Толщина стенок:

δ=0,025α+1=0,025∙125+1=4,125 мм

δ1=0,02α+1=0,02∙125+1=3,5 мм

Принимаем δ=δ1=8 мм.

5.2 Толщина фланцев:

b=1,5δ=1,5∙8=12 мм;

b1=1,5δ1=1,5∙8=12 мм.

5.3 Диаметры болтов:

- фундаментных:

d1=(0,03÷0,036)αт+12=(0,03÷0,036)∙125+12=15,75÷16,5 мм.

Принимаем болты с резьбой М16.

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d2=(0,7÷0,75)d1=(0,7÷0,75)∙16=11,2÷12 мм.

Принимаем болты с резьбой М12.

- соединяющих основания корпуса с крышкой:

d3=(0,5÷0,6)d1=(0,5÷0,6)∙16=(8÷9,6) мм.

Принимаем болты с резьбой М8.

6. ПЕРВЫЙ ЭТАП ЭСКИЗНОЙ КОМПОНОВКИ

Первый этап эскизной компоновки служит для приближенного определения положения зубчатых колес, муфты и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем  тонкими линиями, при этом полностью вычерчиваются зацепления и опоры, внутренняя стенка редуктора, а также схематично подшипники.

Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары путем окунания зубчатого колеса в масло; подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерни и колеса. Вычерчиваем их в зацеплении.

На чертеже измеряются расстояния между опорами.

Предварительно назначаем  радиальные шариковые подшипники, исходные данные которых заносим в таблицу 2.

Таблица 2

Условное обозначение подшипника

d, мм

D, мм

B, мм

С, кН

№ 307 ГОСТ 8338

35

80

21

25,7

№ 309 ГОСТ 8338

45

100

25

37,1
Скачать файл