Розроблення ескізного проекта редуктора

4.3 Розроблення ескізного проекта редуктора

Попередній розрахунок стального вала редуктора заключається у визначенні діаметра його вихідного кінця із розрахунку на чисте скручування за зменшеною допустимою напругою [t_к]=(15…20)×10⁶ Па за формулою

м.

Розрахункове значення d округлюється до найближчого більшого значення в мм із стандартного ряду: 10; 10,5; 11; 11,5; 12; 13; 14; 15; 16; 17; 18; 19; 20; 21; 22; 24; 25; 26; 28; 30; 32; 33; 34; 36; 38; 40; 42; 45; 48; 50; 52; 55; 60; 63; 65; 70; 75; 80; 85; 90; 95; 100; 105; 110; 120; 125; 130 і дальше через 10 мм.

Для полегшення монтажу коліс, підшипників, шківів, півмуфт й інших деталей вали роблять ступінчастими. Діаметри вихідного вала редуктора і вала компресора, які з'єднуються втулково-пальцевою муфтою, повинні відрізнятися не більше ніж на 20%. Діаметри вала під підшипниками і зубчатими колесами і довжини участків вала беруть із конструктивних міркувань при розробленні компоновки редуктора.

Під час вибору конструктивних розмірів зубчатої пари необхідно використати вказівки, наведені в [2, 3]. Конструкція вала - шестерні швидкохідної чи тихохідної ступенів редуктора повинна забезпечувати вільний вихід інструмента при нарізанні зубців. Конструкція зубчатого колеса визначається технологією його виготовлення, а разміри його елементів наведені в [3], табл. 10.1, с. 233.

Вказівки щодо вибору основних размірів литого корпуса редуктора наведені в [3], табл. 10.2, с. 241. Зазор між внутрішніми поверхнями стінок корпуса і колесами редуктора визначається за емпіричною залежністю

мм,

де L – найбільший поперечний розмір зубчатої передачі редуктора, мм.

Він округлюється в більший бік до цілого числа. Відстань між дном корпуса і зовнішньою поверхнею коліс дорівнює в_о=4а_о. Відстань між торцовими поверхнями коліс двоступінчастого редуктора (схеми г, д, е) дорівнює С_о=(0,3…0,5)а_о.

Для опори валів циліндричних прямозубих і косозубих коліс редукторів частіше всього застосовують шарикові радіальні підшипники. Для початку застосовують підшипники легкої серії. Якщо в результаті розрахунку їх вантажопідйомність виявиться недостатньою, застосовують підшипники середньої серії.

Для опор валів в схемі е можна використовувати радіальні підшипники з короткими циліндричними роликами. Радіальні шарикові і роликові підшипники мають малу осьову жорсткість, тому в схемах а, б, в, г, д з косозубими передачами можна використовувати конічні роликові підшипники чи для сприйняття осьового навантаження як одну із опор застосувати радіально-упорний шариковий підшипник. Підшипники катання для редукторів, як правило беруться класу точності 0. Підшипники більш високих класів точності (6, 5, 4, 2) застосовують тільки для опор валів з особливо високими частотами обертання. Крім того, з підвищенням класу точності підшипника його ціна підвищується. Вали, як правило, необхідно зафіксувати в опорах від осьового переміщення, при цьому опори бувають фіксуючими, які обмежують пересування вала в обох напрямках і сприймають радіальне й осьове навантаження, і плаваючими, які не обмежують осьового переміщення і які сприймають тільки радиальне навантаження. Схеми осьового фіксування валів подані в [2], рис. 3.9, с. 30 і в [3], рис. 9.9 – 9.21, с. 180-186. Кріплення підшипників на валу і в корпусі, конструювання опорних вузлів, класи точності і посадки підшипників катання, їх змазування відображені в [3], с. 186-208.

4.4 Розрахунок клинопасової передачі

При розрахунку параметрів клинопасової передачі задають: скручувальний момент Т, умови експлуатації, частоту обертів ведучого шківа n₁, передавальне відношення . Шківи виконуються із сірого чавуну СЧ15 або СЧ18, а при коловій швидкості на шківі u ³30 м/с – із сталі 25Л чи алюмінієвих сплавів. Форма обода шківа і розміри канавок наведені в [3], табл. 7.12, с. 138. Шківи діаметром до 400мм виконуються дисковими, більшого діаметра – із спицями. Вибір перетину паса проводиться за номограмою [3], рис. 7.3, с. 134. Діаметр меншого шківа визначається за емпіричною залежністю , м і округлюється за [3], табл. 7.7, с. 131 чи [3], с.120.

Діаметр більшого шківа визначається за формулою

де e=0,01 для передач з регульованим натягненням паса.

Міжосьова відстань передачі дорівнює

м,

м,

де Т_о – висота перетинупаса береться з [3], табл. 7.7, с. 131 залежно від d₁ і перетину паса.

Довжина паса дорівнює

м.

Уточнена міжосьова відстань дорівнює

м,

де

Кут обхвату меншого шківа дорівнює

.

Число пасів визначається за формулою

,

де n₁ – частота обертів ведучого шківа, с^-1;

Р_о – потужність, яка передається одним пасом, Вт, яка береться за [3], табл. 7.8, с. 132-134 і залежить від d₁ і перетину паса;

С_L – коефіцієнт, який враховує вплив довжинипаса, який береться за [3], табл. 7.9, с. 135 і залежить від L_p і перетину паса;

C_p – коефіцієнт режиму роботи, який при середньому режимі навантаження береться залежно від числа змін: одна зміна - C_p=1,1; 2 зміни- C_p=1,2; 3 зміни - C_p=1,5.

С_a - коефіцієнт кута обхвата, який визначається за табл. 4.5.

Таблиця 4.5

С_z – коефіцієнт, який враховує число пасів у передачі і береється за табл. 4.6.

Таблиця 4.6

Розрахункова величина z округлюється до найближчого цілого числа.

Початковий натяг гілки паса знаходиться за формулою

,

де  - колова швидкість шківа, м/с;

q - коефіцієнт, який враховує відцентрову силу, Н×с²/м², який береться за табл. 4.7 залежно від перетину паса.

Таблиця 4.7

Сила, яка діє на вал редуктора, визначається за формулою

.

Колова сила дорівнює

.

Натяг ведучої гілки паса дорівнює

.

Напруга від сили F_1, яка розтягує пас, дорівнює

,

де l_p і Т_о – розміри перетину паса, які беруться залежно від d₁ і типу перетину паса за [3], табл. 7.7, с. 131.

Напруга від згинання паса дорівнює

,

де Е_u=50·10⁶ Па для гумовотканинних пасів.

Напруга від відцентрової сили дорівнює

,

де r =1100…1200 кг/м³ – густина паса.

Максимальна напруга в ремені дорівнює

,

де s_-1£ 7×10⁶ Па – межа витривалості гумовотканинного паса.

Робочий ресурс клинопасової передачі дорівнює

,

де N_оц – базове число циклів, яке береться залежно від перетину паса за [2], табл. 4.8.

Таблиця 4.8

Коефіцієнт С_i дорівнює

.

Коефіцієнт С_н=2 при періодично змінювальному навантаженні від нуля до номінального значення.

Кутові й лінійні розміри канавок шківів беруться за [3], табл. 7.12, с. 138 залежно від перетину паса, а ширина обода шківа дорівнює

,

де е і f – розміри канавок із [3], табл. 7.12, с. 138.

Похожие работы

Розробка ескізного проекту циліндричного редуктора

Скачать

56096

10

8

... ів, sH £ [sH] ; 2) витривалість зубів шестірні, sF1 £ [sF]1 ; 3) витривалість зубів колеса, sF2 £ [sF]2 . 2. ДРУГИЙ ЕТАП ЕСКІЗНОГО ПРОЕКТУ. РОЗРАХУНКИ ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ РЕДУКТОРА Для виконання розрахунків підшипників кочення використовується інформація з розділів 1.4, 1.6 і 1.7. 2.1 Визначення ресурсу підшипників проміжного вала редуктора Розрахункова ...

Розрахунок редуктору

Скачать

16259

11

21

... відповідно ряду: 160; 200; 250; 300; 400; 450; 500; 630; 710; 800; 900, 1000. Дб = 300 мм 1.4 Визначення передаточних відношень ступенів редуктора Частоту обертання барабана пб можна визначити за формулою: nб = 60 • V • 10/ (p • Дб), (хвил) (4) nб = 60 • 0,15 • 10 / (3,14 • 300) = 9,6 хвил Загальне передаточне відношення редуктора Up буде дорівнювати: Up = n¶ / nб, ...

Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого конічно-циліндричного редуктора

Скачать

75191

22

33

... приймаємо рівною 22۰10-6м2/c згідно з [13] вибираємо індустріальне масло І-20А. Змазування підшипників проводиться в редукторі тим же маслом, яким змащуються і зубчаті передачі. При мастилі картера коліс підшипники кочення змащуються бризками масла. 2. МЕТРОЛОГІЧНА ПІДГОТОВКА ВИРОБНИЦТВА   2.1 Технічний опис складальної одиниці Проміжний вал поз. 1 складальної одиниці (рис.2.1) ...

Проектування та розрахунок редуктора для стрічкового транспортера

Скачать

24665

7

7

... , підшипники, вали та ін. Вхідний вал за допомогою муфти з'єднується із двигуном, вихідний також за допомогою муфти із транспортером. 1.  Вибір електродвигуна й кінематичний розрахунок Кінематичний аналіз схеми привода Привод складається з електродвигуна, двоступінчастого редуктора. При передачі потужності мають місце її втрати на подолання сил шкідливого опору. Такі опори мають місце й у ...