3. Расчет зубчатой ременной гибкой связи

3.1 Находим значение модуля для заданной мощности P₁ и частоты вращения n₁ ведущего шкива:

K=35 - для ремней с трапецеидальной формой зубьев;

С_р - коэффициент режима работы. Для ленточных конвейеров С_р=1,3...1,7. Принимаем С_р=1,3;

[табл.6,17, с.268].

3.2 Определим число зубьев ведущего шкива z₁ в зависимости от частоты его вращения и модуля в соответствии с рекомендациями в таблице [табл. 6,19, с.269].

z₁=22

Число зубьев ведомого шкива

Уточняем передаточное число передачи

3.3 Вычислим делительные диаметры (мм) шкивов, измеряемые по расположению осей металлических тросов:

3.4 Определим скорость движения ремня:

м/с;

3.5 Принимаем ориентировочно межосевое расстояние a (мм) из условия:

3.6 Определим длину ремня в шагах по формуле, аналогичной для определения длины ремня плоскоременной передачи:

3.7 Вычисляем окончательное значение межосевого расстояния а при выбранной длине L_p ремня:

3.8 Определим угол обхвата ремнем малого шкива по формуле:

3.9 Вычислим число зубьев ремня, находящихся в зацепление с меньшим шкивом:

Условие прочности выполняется.

3.10 Принимаем допускаемую приведенную удельную окружную силу в зависимости от модуля ремня [табл. 6.17, с.268].

Принимаем =42,0;

3.11 Определим допускаемую удельную окружную силу, приходящуюся на 1 мм ширины ремня, Н/мм:

, Н/мм;

q - масса 1м ремня шириной 1мм, кг/(м мм) [табл. 6.17, с268]; q=0.008 кг/(м мм);

3.12 Вычислим передаваемую окружную силу, Н:

Н;

3.13 Из условия тяговой способности определим ширину ремня, мм:

Принимаем b=5 из стандартного ряда [табл. 6.20, с272];

3.14 Для устранения зазоров в зацеплении и правильного набегания ремня на шкивы определим необходимое значение силы предварительного натяжения (Н) ветвей ремня от центробежной силы:

Н;

3.15 Найдем силу F_r , действующую на валы и направленную по линии центров передачи:

Н;

3.16 Определим габаритные размеры шкивов:

Диаметр окружности вершин зубьев

- расстояние от впадины зуба ремня до осевой линии троса. Принимаем =1,3 при m=5...10 мм;

c - поправка, учитывающая податливость витков троса. Принимаем с=0,1 мм;

мм;

мм;

Диаметр окружности впадин зубьев

мм;

мм;

Ширина зубчатого обода шкива

мм;

Принимаем 12,5мм из стандартного ряда.

4. Определение размеров элементов корпуса редуктора

4.1 Определим толщину стенок корпуса редуктора ,мм по формуле [1,c.231]

Т - вращающий момент на выходном (тихоходном) валу.

Принимаем = 9 мм.

Условие выполняется.

4.2 Определим размеры крепежных болтов и винтов

Крепежные болты (винты) выбираем в зависимости от главного параметра редуктора - межосевого расстояния по таблице [1].

-для крепления редуктора к раме принимаем болты M16

-для соединения основания и крышки корпуса - винты с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ размеров M10

-для крепления торцовых подшипниковых крышек принимаем болты M8

-для крепления крышки смотрового люка выбираем винты М6.

4.3 Детали и элементы корпуса редуктора

4.3.1 Смотровые люки

Они служат для осмотра редуктора при эксплуатации. Для удобства осмотра располагаем его на верхней крышке корпуса редуктора, что позволяет использовать люк для заливки масла. Люк закрываем крышкой из стального листа толщиной 2 мм. Под крышку устанавливают уплотняющую прокладку из резины толщиной 2 мм.

4.3.2 Проушины

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины, отливая их заодно с крышкой. Они выполнены в виде ребер с отверстиями.

4.3.3 Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку

Оба отверстия желательно располагать рядом на одной стороне основания корпуса в доступных местах. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища или несколько ниже него. Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте, достаточной для точного замера верхнего и нижнего уровней масла. Форма и размеры отверстий зависят от типа выбранных маслоуказателя и сливной пробки. Наружные стороны отверстий оформляют опорными платиками.

5. Расчет валов редуктора

5.1 предварительный расчет валов редуктора

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Быстроходный вал

Рисунок 5.1 - Эскиз быстроходного вала

Под элемент открытой передачи или полумуфту

мм;

Принимаем 44 мм по ГОСТ 6636-69.

Так как свободный конец быстроходного вала под шкив, то его длину находим по формуле [2, табл.7.1]

Принимаем 63 мм по ГОСТ 6636-69.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

мм;

Принимаем 50 мм по ГОСТ 6636-69.

мм;

Принимаем 75 мм по ГОСТ 6636-69.

Под шестерню, колесо

r - координата фаски подшипника, r=3 [1, с.42];

мм;

Принимаем 60 мм по ГОСТ 6636-69.

определим графически на эскизной компоновке

Под подшипник

Принимаем 30 мм по ГОСТ 6636-69.

Тихоходный вал

Под элемент открытой передачи или полумуфту

мм;

Принимаем 67 мм по ГОСТ 6636-69.

Принимаем 75 мм по ГОСТ 6636-69.

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

мм;

Принимаем 75 мм по ГОСТ 6636-69.

мм;

Принимаем 95 мм по ГОСТ 6636-69.

Под шестерню, колесо

r - координата фаски подшипника, r=3 [1, с.42];

мм;

Принимаем 90 мм по ГОСТ 6636-69.

определим графически на эскизной компоновке

Под подшипник

Принимаем 40 мм по ГОСТ 6636-69.

Упорная или под резьбу

мм;

Принимаем 100 мм по ГОСТ 6636-69.

5.2 Эскизная компоновка редуктора

1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов.

3. Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х, который находим по формуле [2, с.45]

мм;

Принимаем x = 10 мм. Такой же зазор предусматривается между подшипниками и контуром стенок . Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес найдем по формуле [2, c.45]

мм;

Принимаем 40 мм по ГОСТ 6636-69.

5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и l полученных в проектном расчете валов.

6. На ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам d, D, B [табл. 5.1]

На быстроходном валу подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75.

7. Определяем точки приложения консольных сил

Считаем, что в полумуфте точка приложения силы F_м находится в торцовой плоскости выходного конца тихоходного вала на расстоянии l_м от точки приложения реакций смежного подшипника.

Сила давления ременной передачи F_оп принять приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_оп­ от точки приложения реакции смежного подшипника.

9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.

5.3 Определение сил в зацеплении передачи и консольных сил

Окружная сила на делительном диаметре колеса по формуле [2, табл.6.1]

T₂ - крутящий момент на тихоходном валу, T₂=599,3 Н м;

d₂ - делительный диаметр колеса, d₂=316 мм;

мм;

Радиальная сила на колесе равна радиальной силе на шестерне по формуле [2, табл.6.1]:

- стандартный угол зацепления

- угол наклона зубьев

;

Осевая сила на колесе равна осевой силе на шестерни по формуле [2, табл.6.1]:

Н;

Консольная нагрузки от шкива ременной передач на быстроходном валу по формуле [2, c.63]:

- предварительное натяжение ремня, =0,54;

- угол обхвата ведущего шкива;

Н;

Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу по формуле [2, тбал.6.1]:

Н;

5.4 Определение реакций в опорах валов

Быстроходный вал

1. Вертикальная плоскость:

Н м

Н;

Н;

Проверка:

;

874,6-1388+513,4=0;

1 сечение

Н м;

2 сечение

Н м;

2. Горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Проверка:

-1897,4+3793-1894,6=0;

1 сечение

2 сечение

3 сечение

3. Строим эпюру суммарных моментов:

4. Определяем суммарные реакции опор:

Н;

Н;

Тихоходный вал:

Вертикальная плоскость

Н м;

Н;

Н;

Проверка:

;

-18,8+1388-1369,2=0;

1 сечение

2 сечение

2. Горизонтальная плоскость:

Н;

Н;

Проверка:

8563,9-3793-1710,9-3060=0;

1 сечение

2 сечение

3 сечение

3. Строим эпюру суммарных моментов:

4. Определяем суммарные реакции опор:

Н;

Н;

Принимаем b=14 мм.

2. Фланцевые соединения

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. Диаметры всех фланцев назначаются в зависимости от межосевого расстояния. В корпусах одноступенчатых редукторов конструируют пять фланцев:

2.1 Фундаментный фланец основания корпуса.

Предназначен для крепления редуктора к фундаментной плите или раме болтами с шестигранной головкой. Опорная поверхность фланца выполняется в виде двух длинных параллельно расположенных платиков. Корпус крепится к плите болтами снизу.

Так как межосевое расстояние находится в интервале

то диаметр фундаментного болта

где K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями, K_Hβ =1 [1, с. 68]

θ_Н – коэффициент вида конических колес. Для прямозубых θ_Н=1 [1, с. 68]

Принимаем мм

Определим угол делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂ по формуле [1, с. 69]

_{Определим внешнее конусное расстояние Re,, мм по формуле [1, с. 69]}

мм

_{Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм по формуле [1, с. 69]}

где ψ_R – коэффициент ширины венца,

мм

_{Примем b=42 [1, табл. 13.15]}

_{Определим внешний окружной модуль me по формуле [1, с. 69]}

где K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =1 [1, с. 69]

θ_F – коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_F=0,85 [1, с. 69]

_{Принимаем me=2,4 [1, с. 62]}

Определим число зубьев колеса и шестерни z₂ и z₁ соответственно по формуле [1, с. 69]

_{Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение Δu от заданного u по формуле [1, c. 69]}

Определим действительные углы делительных конусов шестерни δ₁ и колеса δ₂ по формуле [1, c. 70]

_{Определим коэффициенты смещения χe1 и χe2 по формуле [1, c. 70]}

_{χe1=0,15 и χe2=- χe1=-0,15}

т.к. НВ_ср1-НВ_ср2=248,5-210=38,5<100

Определим фактические внешние диаметры шестерни и колеса по формулам [1, с. 60] и занесем в таблицу 2.2

Таблица 2.2 – Диаметры шестерни и колеса

Диаметры	Для прямозубой передачи
Делительный: Шестерни Колеса
Вершин зубьев: Шестерни Колеса
Впадин зубьев: Шестерни Колеса

Определим средний делительный диаметр шестерни d₁ и колеса d₂, мм по формуле [1, c. 70]

мм

мм

3 РАСЧЕТ ГИБКОЙ СВЯЗИ,

ПОЛИКЛИНОРЕМЕННОЙ

_{Выберем сечение ремня. По номограмме 5.4 [1, c. 84] выбираем для ремня сечение Л.}

_{Определим минимально допустимый диаметр ведущего шкива d1min. по таблице 5.4 d1min=80 мм [1, c. 84]}

_{Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива d1 = 100 мм [1]}

Определим диметр ведомого шкива d₂, мм по формуле [1, c 87]

где u - передаточное число ременной передачи

ε - коэффициент скольжения, ε =0,02 [1, с. 81]

_{Принимаем d2 = 250 мм [1]}

_{Определим фактическое передаточное число uф и проверим его отклонение u от заданного u по формуле [1, c. 88]}

_{Определим ориентировочное межосевое расстояние а, мм по формуле [1, c. 85]}

,

где h(H) - высота сечения поликлинового ремня, мм

_{Определим расчетную длину ремня l, мм по формуле [1, c. 85]}

Длину ремня принимаем

_{Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине по формуле [1, c. 85]}

Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива ₁, град. по формуле

_{[1, c. 85]}

Определим скорость ремня v, м/с по формуле [1, c. 88]

где - допускаемая скорость, =40 м/с для поликлиновых ремней [1, с. 85]

м/с

Определим частоту пробегов ремня U, с^-1 по формуле [1, с. 85]

где - допускаемая частота пробегов, =30 с^-1 [1, с. 85]

Определим допускаемую мощность, передаваемую ремнем , кВт по формуле [1, с. 87]

где - допускаемая приведенная мощность, передаваемая ремнем,

=4,1 кВт [1]

С - поправочные коэффициенты, С_р=0,9, С_=0,82, С₁=0,85 [1]

Определим количество клиньев ремня z по формуле [1, с. 87]

Определим силу предварительного натяжения F₀, Н по формуле [1, с. 91]

Определим окружную силу, передаваемую поликлиновым ремнем F_t, Н по формуле [1, с. 88]

Определим силу давления ремня на вал F_оп, Н по формуле [1, с. 88]

Сведем данные в таблицу 3.1

Таблица 3.1 – Основные параметры ременной

передачи

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	Поликлиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	0,25
Сечение ремня	Л нормального сечения	Диаметр ведущего шкива d1, мм	100
Количество ремней, z	2	Диаметр ведомого шкива d2, мм	250
Межосевое расстояние а, мм	211,8	Предварительное натяжение ремня F0, Н/мм2	1380
Длина ремня l, мм	1000	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1884
Угол обхвата малого шкива , град	86°

Рисунок 3.1 – Эскиз ремня со шкивом

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ

ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА РЕДУКТОРА

4.1 Определение толщины стенок

корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса определяется по формуле [1, c. 231]

,

где Т₂– вращающий момент на выходном (тихоходном) валу.

Примем

4.2 Определение размеров

крепежных болтов и винтов

Фланцы предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. Диаметры всех фланцев назначаются в зависимости от межосевого расстояния или делительного диаметра колеса.

Фундаментный фланец основания корпуса.

Предназначен для крепления редуктора к фундаментной плите или раме болтами с шестигранной головкой. Опорная поверхность фланца выполняется в виде 4-ех небольших платиков. Корпус крепится к плите болтами снизу.

Диаметр болта фундаментного фланца - d₁= M16 по ГОСТ 7808-70.

Фланец подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса.

Диаметр болта фланца подшипниковой бобышки крышки и основания корпуса – d₂= M14 по ГОСТ 7805-70.

Фланец крышки и основания корпуса.

Диаметр болта соединительного фланца крышки и основания корпуса – d₃= M14 по ГОСТ 7805-70.

Фланец, к которому крепятся торцовые крышки подшипниковых узлов.

Диаметр винта фланца – d₄= M8 по ГОСТ 17473-84.

Фланец крышки смотрового люка.

Диаметр винт фланца крышки смотрового люка - d₅= M6 по ГОСТ 17473-84.

4.3 Детали и элементы корпуса

редуктора

Смотровой люк

Служит для контроля сборки и осмотра редуктора при эксплуатации. Расположен на верхней крышке корпуса. Крышка люка, совмещенная с ручкой-отдушиной. Для того чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющие полосы из резины толщиной 2 мм.

Проушины

Для подъема и транспортировки крышки корпуса и собранного редуктора применяют проушины (в виде сквозного отверстия).

Отверстия под маслоуказатель и сливную пробку.

Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища. Дно делается с уклоном 1…2 в сторону отверстия. У самого отверстия в отливке основания корпуса выполняют местное углубление для стока масла и отстоявшейся грязи. Отверстие под маслоуказатель должно располагаться на высоте, достаточной для определения верхнего и нижнего уровней масла. При установке маслоуказателя в качестве уплотнителя применяют резиновое кольцо. Указатель применяем жезловый.

Пробка с метрической резьбой M161,5

5 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Предварительный расчет

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Рисунок 5.1 – Эскиз быстроходного вала