Второй этап эскизной компоновки редуктора

На этом этапе вычерчиваются валы, подшипники, крышки подшипников, уплотнения, уточняются размеры и конфигурация корпуса и крышки редуктора, назначаются посадки сопрягаемых деталей.

Определение размеров зубчатого колеса

Диаметр ступицы d_cm :

d_cm ≈ (1,5…1,6)d₇ = мм

где d₇ - диаметр вала (см. рис.4),

длина ступицы l_cm :

l_cm ≈ (1,0…1,2) d₇ = мм

толщина обода δ₀ = (2,5…4,0)m, но не менее 8 мм:

δ₀ = (2,5…4,0)m = мм

толщина диска С = 0,3b₂, где b₂ – ширина колеса:

С = 0,3b₂ = мм

Диаметр окружности центров D_отв:

D_отв = 0,5(D₀ + d_cm) = мм

Диаметр отверстий d_отв:

d_отв ≈ = мм

_Фаска:

n ≈ 0,5m = мм

Внутренний диаметр обода D₀ :

D₀ = d_f2 - 2δ₀ = мм

где d_f2 - диаметр впадин зубьев колеса (см. п.20 расчёта)

Значения d₂ , d_f2 и d_a2 см. п. 20 расчёта

Выбор смазки и уплотнительных устройств.

Применяем картерный способ смазки. Картерное смазывание осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое в корпус. Зубчатые колеса разбрызгивают масло, образуя масляный туман, который смазывает подшипники качения. Уровень масла выбирают таким способом, чтобы зубчатое колесо погружалось в масло на высоту (4-5)m, но не менее 10 мм. Объём масляной ванны определяют исходя из размеров поперечного сечения редуктора.

Выбираем для смазывания зацепления и подшипников масло

И-Г-А-32 (И-Г-С-32).

В качестве уплотнительных устройств применяем манжетные уплотнения тип 1 (табл. П.9 стр. 185)

Расчёт клиноременной передачи

Рассчитать клиноременную передачу по следующим данным^:

Р₁ = Р_{эл. двиг. потр.} = кВт

п₁ = n_{эл. двиг.} = мин^-1

U_{кл. рем} =

Т₁ = Т₀ = Н·м

(из п.5, 6, 7 расчета)

1. По графику рис. 8 выбираем ремень нормального сечения в зависимости от мощности Р₁ = кВт и частоты вращения малого шкива п₁ = мин^-1. Выбираем ремень сечения …….

Рис. 8. Выбор сечения клинового ремня нормального сечения

2. Из ниже следующей таблицы для передачи вращающего момента Т₁ = Н·м ремнем сечения ……. минимальное значение диаметра меньшего шкива составляет:

d₁ = мм.

Минимальное значение диаметров малых шкивов

	Сечение ремня
	А	В	С	D
Вращающий момент, Н·м	15–60	50–150	120–550	450–2000
d1 min, мм	90	125	200	315

При выборе диаметра малого шкива d₁ нужно иметь в виду, что долговечность передачи во многом зависит от его диаметра, поэтому при расчете передачи лучше выбирать не минимально-допустимое значение d₁ а последующее большее из стандартного ряда:

d_1,2= ……80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 300, 315, 355, 400, 425, 450…… мм.

Выбираем стандартное значение d₁ = мм.

3. Диаметр большего шкива d₂:

d₂ = d₁ · U_{кл. рем} = мм.

Принимаем стандартное значение d₂ = мм.

4. Фактическое передаточное число U':

U' = = ;

∆U = %,

что находится в допустимых пределах ∆U = ± 5%,

где коэффициент скольжения при нормальном режиме работы = 0,01-0,02.

5. Ориентировочное значение минимального и максимального межосевого расстояния:

а_min = 0,55 (d₁ + d₂) + h = мм,

где высота ремня h = выбрана из табл. 35 стр. 151.

а_max = 2 (d₁ + d₂) = мм.

Среднее значение межосевого расстояния:

а_ср = = мм.

Выбираем значение межосевого расстояния, близкое к среднему: а ≈ мм.

5. Находим расчетную длину ремня l_р':

l_р' = 2а + 0,5π(d₁ + d₂) + =

= мм.

Определив расчетную длину ремня, округляем до стандартного значения из следующего ряда:

l=…….1000, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000……мм.

Принимаем стандартное значение длины ремня l = мм.

5. Уточненное значение межосевого расстояния:

а = 0,125{2l – π(d₂ + d₁) + } =

= мм.

8. Угол обхвата ремнем малого шкива α₁:

α₁ = 180 – 57 = .

Угол α₁ должен быть > 120.

9. Скорость ремня V, м/с:

V = = м/с.

10. Частота пробегов ремня П:

П = = с^-1.

При [П] 20 c^-1.

11. Допускаемая мощность, передаваемая одним ремнем с учетом условий эксплуатации:

[Р] = кВт,

где Р₀ = кВт – номинальная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем сечения …. (выбрана по табл. 26 стр. 148, интерполируя);

коэффициент угла обхвата С_α = (выбран по табл. 28 стр. 149, интерполируя);

коэффициент длины ремня C_l выбран по табл. 29 стр. 149.

Для клинового ремня сечения …... базовая длина ремня L = мм (табл. 26 стр. 148); отношение = и С_l = ;

коэффициент передаточного числа С_U выбран по табл. 30 стр. 149 в зависимости от U: при U = С_U = ;

коэффициент режима работы С_р для приводов ленточных конвейеров можно принимать С_р = 1,0 (легкий режим работы).

С учетом выбранных коэффициентов

[Р] = кВт.

12. Необходимое число ремней:

Z = = ,

где коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями С_z = выбран по табл. 32 стр. 150.

Принимаем Z = .

13. Сила предварительного натяжения ремней передачи:

F₀ = 750 · + Z · q · V ² = Н,

где q = кг/м – масса 1 метра ремня (из табл. 33 стр. 150).

14. Сила, действующая на валы:

F_r = 2F₀ ·sin = Н.

где α₁- угол обхвата ремнем малого шкива.

15. Ширину шкивов для клиновых ремней выбираем по табл. 34 стр. 151 в зависимости от сечения и числа ремней: В = мм.

16. Проверка прочности клинового ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня, набегающего на ведущий шкив:

σ_mах = σ₁ + σ_И + σ_V ≤ [σ]_р МПа.

Напряжение в ведущей ветви ремня:

σ₁ = МПа.

Окружная сила на шкиве:

F_t = = Н;

Т₁ = Н∙м; d₁ = мм.

Площадь поперечного сечения ремня А = мм² выбираем из табл. 35 стр. 151.

σ₁ = = МПа.

Напряжение изгиба:

σ_И = Е_И = МПа,

где модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней Е_И=80…100 МПа; h= мм- высота сечения ремня (h= 8 мм для сечения ремня А и h= 11 мм для сечения ремня В)

Напряжение от центробежной силы:

σ_V = ρ ·V² · 10^-6 = МПа.

ρ= 1100….1250 кг/м³- плотность материала клиновых ремней.

Максимальное напряжение:

σ_max = МПа;

σ_max < [σ]_р = 10 МПа.

Условие прочности выполняется.