![]() |
Главная Случайная страница Контакты | Мы поможем в написании вашей работы! | |
|
Внешняя высота зуба:
he=2mte=2.5,0 =10мм
Внешняя высота головки зуба:
hае1=mte= 5,0 мм;
Внешняя высота ножки зуба:
hае2=1,2mte= 1,2.5,0 =6,0 мм
Угол ножки зубьев шестерни и колеса:
Угол головки зуба шестерни и колеса:
Внешний диаметр вершин зубьев:
dae1=de1+2h ae1cosδ1= 100+2.5,0.0,8988=108,98мм dae2=de2+2h ae2cosδ2= 250+2.5,0.0,453=259,53мм
Силы в зацеплении зубчатых колес:
Основные параметры конической передачи приведены в таблице 3.
Таблица 3 Основные параметры конической передачи редуктора
№ | Наименование параметра | Обозначение и числовое значение |
Вращающий момент на ведущем валу, Нм | Т2=140,5 | |
Угловые скорости валов, рад/с | ω1=101,46 ω2=40,58 | |
Передаточное число | uред=2,5 | |
Материал шестерни | Сталь 40Х | |
Твердость зубьев: шестерни колеса | ||
Число зубьев: шестерни колеса | Z1=20 Z2=50 | |
Внешний окружной модуль, мм | mte=5,0 | |
Внешний делительный диаметр, мм: шестерни колеса | de1=100 de2=250 | |
Углы делительных конусов | δ1= ![]() ![]() | |
Внешнее конусное расстояние, мм | Re=134,8 | |
Ширина венца, мм | b=38,4 | |
Окружная сила в зацеплении, Н | Ft2=1161 | |
Радиальная сила в зацеплении, Н | Fr2=392 | |
Осевая сила в зацеплении, Н | Fa2=158 | |
Степень точности | 8-В | |
Средний нормальный модуль зубьев, мм | mn=4,84 | |
Средняя окружная скорость, м/с | V=5,07 |
3. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
Расчет валов выполняем для определения его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники.
3.2. 1 Ведущий вал.
Диаметр dа выходного конца вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:
где Т1 – крутящий момент, Н·мм; Т1= 58,5 Н·м
Диаметр выходного конца ведущего вала:
Для удобства соединения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора принимаем диаметр входного участка ведущего вала dВ1=(0,8….1,2)·dэд,
где dэд – диаметр вала электродвигателя, dэд=38 мм.
dВ1=(0,8….1,2)·38=30,4…45,6 мм
Принимаем .Длина выходного конца
[2, с. 115].
Диаметр вала под уплотнительной манжетой принимаем .
Диаметр вала под резьбой принимаем [2, с.297].
Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:
где f=2 мм [2, с. 37].
Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 50мм., т.к.этот диаметр должен быть кратен пяти.
Диаметр бурта под подшипник:
,
где r- радиус фаски подшипника, r = 1.2 мм [2. c. 37]
мм
Принимаем dбп1 =55 мм.
Рис.4. Эскиз ведущего вала.
3.2.2 Ведомый вал
Диаметр выходного конца ведущего вала при Т2= 142,5Н·м
Принимаем dв2= 30 мм
Диаметр вала под подшипниками:
dn2=db2+4f2,
где f2 =2.0мм[2,c.37]
dn2= 30+4.2=38мм; принимаем dn2= 40 мм.
Диаметр вала под колесом:
dK2=dn2+ (5…10)=45…50 мм; Принимаем dK2= 50 мм
Диаметр бурта под подшипник:
ddn2=dn2+3,2r,
где r=1,2мм [2,c 37]. ddn2= 50+3,2.1,2= 53.84 мм. Принимаем dbп2= 55 мм.
3.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
При разработке конструкций зубчатых колес учитывают их геометрические параметры (da, df, b), используемые для изготовления материалы, способы получения заготовок и объем выпуска изделий. Шестерни для одноступенчатых редукторов выполняют вместе с валом, получая конструкцию в виде вала-шестерни(см. рис.3). Зубчатые колеса выполняют коваными или штампованными(см. рис.).
Рис.5 Эскиз зубчатого колеса.
Диаметр ступицы ; принимаем
.
Длина ступицы ; принимаем
.
Толщина обода ; принимаем
.
Толщина диска ; принимаем С= 20 мм.
3.4 Определение основных размеров корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:
d=0,05 Rе+1мм но не менее 8мм [1, табл.10.2]
где. d= 0,05. 138,4+2=8,5 мм
принимаем d= 8 мм
Толщина верхнего пояса(фланца) корпуса
b=1,5 d=12 мм.
Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса
b1= 1,5d1= 12 мм
Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки
р= 2,35d=2,35.8=18,8 мм. Принимаем р= 20 мм.
Толщина ребер основания корпуса и крышки:
m=(0,85¸1)d= 8 мм
Диаметр фундаментных болтов:
d1= (0,03¸0,036)a +12= (0,03¸0,036)160+12=15,2….18,6
Принимаем болты с резьбой М20.
Диаметр болтов у подшипников:
d2= (0,7¸0,75)d1= (0,7¸0,75)20=14… 15 мм
принимаем d2= 16 мм
Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
d3= (0,5¸0,6)d1= 10…12 мм. Принимаем d3= 12 мм
Размеры, определяющие положение болтов d2:
e» (1¸1,2)d2» 16.. 19,2 мм. Принимаем е= 18 мм
Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:
По диаметру А=(1¸1,2)d= 8 мм, по торцам А1»А= 8 мм
Диаметр штифта:dШ»dЗ= 10 мм
Длина гнезда под подшипник: l*=d+c2+Rd+(3¸5)
Rd³1,1 d2= 17,6 мм. Принимаем Rd= 18 мм, тогда l*= 8+18+18+5= 50 мм.
3.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
3.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
В качестве опор валов в редукторе применены роликовые конические подшипники легкой серии. (ГОСТ 333-79) (рис.6, табл.4)
Таблица 4 Основные параметры подшипников
Условное обозначение | Размеры, мм | Грузоподъемность, кН | |||||
d | D | Т | е | Y | Динамическая С | Статическая Со | |
21,75 | 0,37 | 1,62 | 56,0 | 40,0 | |||
19,25 | 0,38 | 1,62 | 36,5 | 32.5 |
Рис.6 Роликоподшипник конический радиально- упорный ГОСТ 333-79
3.5.2 Выбор схемы установки подшипников
При выборе схемы установки необходимо исключить возможность заклинивания тел качения при действий осевой нагрузки и теплового удлинения валов. В проектируемом редукторе для ведущего вала выбираем схему установки подшипников "врастяжку".
Для регулировки зубчатого зацепления подшипники ведущего вала установлены в стакане. Стакан имеет возможность осевого перемещения вместе с подшипниками за счёт изменения толщины комплекта регулировочных прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана и корпусом редуктора.
Для ведомого вала применена схема установки «враспор». Схема проста и позволяет легко производить осевую регулировку подшипников (рис.6).
Рис.7 Схема установки подшипников "враспор".
3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении.
При v=5,07 м/с и σн=347,4 МПа кинематическая вязкость равна 22мм2/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 2 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел, поэтому для смазки подшипников ведущего вала применяем пластичную смазку типа «Литол-24» ГОСТ 21150-75.
3.6 Первый этап компоновки редуктора
Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для последующего расчета долговечности подшипников.
Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для цилиндрической зубчатой передачи.
Последовательность выполнения компоновки:
1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо по параметрам, полученным при расчете.
2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
А1 = 1,2б, где б = 8мм - толщина стенки корпуса редуктора;
б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпусаА=б=8мм;
3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.
4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a1:
для однорядных роликовых конических подшипников:
al = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников.
Для роликоподшипников на валу шестерни:
а1= мм.
Для роликоподшипников на валу колеса:
а2= мм.
5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10мм между наружной поверхностью крышки и торцом звездочки цепной передачи.
3.7 Расчет цепной передачи (зубчатая цепь)
Мощность передаваемая цепной передачей Р=5,5 кВт.
Частота вращения ведущей звездочки n1= 388 мин-1.
Передаточное отношение u=2,16.
Угол наклона цепной передачи к горизонту –0 о.
Предварительно выбираем шаг цепи t= 25,4 мм. [1, табл.7,18].
3.7.1 Минимальное число зубьев ведущей звездочки определяется по формуле:
z 1min=37-2u=37-2. 2,16=32,68. Принимаем z 1=33
3.7.2 Число зубьев ведомой звездочки:
z2=uz1=2,16.33=71,28. Принимаем z 2=71
Межосевое расстояние определяется по формуле:
а=(30…50)t=35t=35.25,4= 889 мм [1, c.148]
3.7.3 Длина цепи определяется по формуле:
Lц=2.a+(z2+z1)/2+[(z2- z1)/2p]2/a=
Уточняем межосевое расстояние:
3.7.4 aц= 0,25 t.(Lц- 0,5.(z2+z1)+ =
3.7. 5 Окружная скорость цепной передачи определяется по формуле:
V=z1tn1/60000=33.25,4. 338/60000= 4,72 м/с 3.7.6.Ширина зубчатой цепи определяется по формуле:
, [1, c.156]
где Р – передаваемая мощность, кВт;
Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи, который определяется по формуле:
Кэ= Кд· Ка · Кн · Кр · Ксм · Кп, [1, c.148]
где Кд - динамический коэффициент, Кд=1,0; [1, c.149];
Ка – коэффициент влияния межосевого расстояния, Ка=1; [1, c.150];
Кн – коэффициент влияния наклона цепи, Кн=1,0; [1, c.150];
Кр – коэффициент, принимаемый в зависимости от способа регулирования натяжения, Кр=1,2, [1, c.150];
Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, Ксм=1,5; [1, c.150];
Кп – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, Кп=1,1; [1, c.150].
Кэ=1,0.1,2.1,0.1,2.1,5.1,1 =2,37
[P] – мощность, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10мм; [P]10=0,6 кВт, [1, табл. 7.21].
Принимаем цепь ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81 [1, табл. 7.20].
Рис.8 Цепь зубчатая ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81
3.7.7 Определяем силы, действующие на цепь:
Сила натяжения ведущей ветви цепи определяется по формуле:
F1=Ft+Fq+Fv, H [1, c.153]
где Ft – окружная сила, которая определяется по формуле:
Ft=Р/V =5,5.103/4,72=1165Н
Fq – сила натяжения от провисания цепи, которая определяется по формуле:
Fq=9,81·Kf·q·a, H
Kf- коэффициент, учитывающий расположение цепи, Kf=6,0 [1, c.151];
q =8,4кг/м, [1, табл.7.20];
а –уточненное значение межосевого расстояния, м.
Fq= 9,81. 6.8,4.0,882 = 436Н
Fv – центробежная сила, которая определяется по формуле:
Fv= q·V2=8,4.4,722=187Н.
F1= 1165+436+187=1788Н
3.7.8 Расчетная нагрузка на валы определяется по формуле:
Fц= Ft+2Fq=1165 +2.436=2037 Н.
3.7.9 Коэффициент запаса прочности цепи определяется по формуле:
S=Q/ Ft, =66.103/1788=37
где Q – разрушающая нагрузка, Q= 66 кН [1, табл.7.20]
Нормативный коэффициент запаса прочности [S]=26 [1, табл.7.22]
Условие S > [S] выполняется.
Дата публикования: 2015-02-20; Прочитано: 385 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!