10.6 Конструирование элементов открытых передач Шестерня открытой передачи

Размеры шестерни: d_а3 = 74,0 мм, b₃ = 68 мм, β = 0.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Колесо открытой передачи

Размеры шестерни: d_а4 =434 мм, b₄ = 63 мм, β = 0.

Фаска зубьев: n = 0,5m = 0,5∙2,0 = 1,0 мм,

принимаем n = 1,0 мм.

Диаметр вала под колесом

d₁ = (16·481,5·10³/π20)^1/3 = 49 мм

Принимаем d₁ = 50 мм

Диаметр ступицы:

d_ст = 1,55d₃ = 1,55·50 = 78 мм.

Длина ступицы:

l_ст = b = 50 мм,

Толщина обода:

S = 2,2m+0,05b₂ = 2,22+0,05·63 =7,6 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска:

С = 0,25b = 0,25·50 = 12 мм

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·27,8 = 42 Н·м < [T]

Условие выполняется

где k = 1,5– коэффициент режима нагрузки

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления

Смазка зубчатого зацепления осуществляется путем окунания зубчатых колес в масляную ванну. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)2,78  1,5 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 2,2 м/с и контактном напряжении σ_в=380 МПа   =28·10^-6 м²/с. По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-46

Смазка подшипниковых узлов.

Так как надежное смазывание подшипников за счет разбрызгивания масла возможно только при окружной скорости больше 3 м/с, то выбираем пластичную смазку по подшипниковых узлов – смазочным материалом УТ-1.

11 Проверочные расчеты

11.1 Проверочный расчет шпонок

Для соединения валов с деталями выбираем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности

где h – высота шпонки;

t₁ – глубина паза;

l – длина шпонки

b – ширина шпонки.

Быстроходный вал.

Шпонка на выходном конце вала 8732 мм:

σ_см = 2·27,8·10³/28(7-4,0)(32- 8) = 27,6 МПа.

Тихоходный вал.

Шпонка под колесом 14932 мм:

σ_см = 2·83,8·10³/45(9-5,5)(32-14) = 59,1 МПа.

Шпонка на выходном конце тихоходного вала 10832 мм:

σ_см = 2·83,8·10³/30(8-5,0)(32-10) = 84,6 МПа.

11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов Стяжные винты рассчитывают на прочность по эквивалентным напряжениям на совместное действие растяжения и кручения.

Сила приходящаяся на один винт

F_в = 0,5R_BY = 0,5∙168 = 84 H

Принимаем коэффициент затяжки К_з = 1,5 – постоянная нагрузка, коэффициент основной нагрузки х=0,3 – для соединения чугунных деталей без прокладки.

Механические характеристики материала винтов: для стали 30 предел прочности σ_в = 500 МПа, предел текучести σ_т = 300 МПа; допускаемое напряжение:

[σ] = 0,25σ_т = 0,25∙300 = 75 МПа.

Расчетная сила затяжки винтов

F_p = [K_з(1 – х) + х]F_в = [1,5(1 – 0,3) + 0,3]84 = 113 H

Определяем площадь опасного сечения винта

А = πd_p²/4 = π(d₂ – 0,94p)²/4 = π(12 – 0,94∙1,75)²/4 = 84 мм²

Эквивалентное напряжение

σ_экв = 1,3F_p/A = 1,3∙113/84 = 2 МПа < [σ] = 75 МПа