Шкивы клиноременных передач

1. Примем материал шкивов – чугун СЧ 15

2. Шероховатость рабочей поверхности R_а = 2,5 мкм

3. Стандартные диаметры шкивов: d₁ = 200 мм

d₂ = 400 мм

4. Шкивы выполняются со спицами т.к. расчетный диаметр D₂ =400 мм

превышает допустимое значение для ремней – А, равное [D]=200 мм.

Для клиновых ремней нормального сечения А примем следующие размеры для канавок шкивов: C=3,3 мм; e=9 мм; t=15 мм; s=10 мм.

3. Предварительный расчёт валов редуктора [4] Ведущий вал

1. Диаметр выходного конца вала.

,

где [τ_кр]=25 Н/мм² – допускаемое напряжение на изгиб.

Так как ведущий вал редуктора соединен ременной передачей с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры их концов:

d_в2 = (0,8…1)∙d_эл.= 0,8∙32=25,6 мм,

где d_эл. = 32 мм – диаметр выходного конца вала электродвигателя 4А112М.

Принимаем ближайшее стандартное значение d_в2 = 26 мм.

2. Диаметр вала под подшипниками.

d_п2=1,1∙_dв2=1,1∙26=28,6 мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение d_п2 = 30 мм.

3. Диаметр вала под шестерню:

d_к1=d_п2+5=30+5=35 мм

Поскольку , то шестерню выполняем за одно целое с валом (вал-шестерня).

Промежуточный вал

1. Диаметр вала под шестерню и колесо.

,

где [τ_кр] =15 Н/мм² – допускаемое напряжение на изгиб.

Принимаем ближайшее стандартное значение d_к2 = 40 мм.

d_к2 = d_к3 = 40 мм – т.е. и для шестерни, и для колеса.

Поскольку , то шестерню выполняем на шпонке.

2. Диаметр вала под подшипниками.

d_п3=d_к2-5=40-5=35 мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение d_п3 = 35 мм.

Ведомый вал

1. Диаметр выходного конца вала.

,

где [τ_кр]=25 Н/мм² – допускаемое напряжение на изгиб.

Принимаем ближайшее стандартное значение d_в4 = 50 мм.

2. Диаметр вала под подшипниками.

d_п4=d_в4+5=50+5=55 мм.

3. Диаметр вала под колесо.

d_к4=d_п4+5=55+5=60 мм.

5. Расчёт шпоночных соединений [5]

Для колеса быстроходной ступени

1. По ГОСТ 23360-78 для вала d_к2=40мм выбираем шпонку призматическую, обыкновенную с размерами: b=12мм, h=8мм, t₁=5мм, t₂=3,3мм.

2. Находим допускаемое напряжение смятия [_см] =100 МПа – для среднего режима использования редуктора, материала ступицы и шпонки – Сталь 45.

3. Определяем рабочую длину шпонки:

мм

4. Находим общую длину шпонки:

l = l_p + b = 27,87 + 12 = 39,87 мм.

Стандартное значение длины шпонки равно l^ст = 40 мм.

Принимаем: шпонка 12 х 8 х 40 ГОСТ 23360-78.

5. Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия: мПа мПа

6. Находим длину ступицы колеса:

l_ст = l + 8…10 мм = 40 + 10 = 50 мм.

7. Находим диаметр ступицы:

d_ст.=1,6∙d_к2=1,6∙40=64 мм.

Для колеса тихоходной ступени

1. По ГОСТ 23360-78 для вала d_к4=60мм выбираем шпонку призматическую, обыкновенную с размерами: b=18мм, h=11мм, t₁=7мм, t₂=4,4мм.

2. Находим допускаемое напряжение смятия [_см] =100 МПа – для среднего режима использования редуктора, материала ступицы и шпонки – Сталь 45.

3. Определяем рабочую длину шпонки:

мм

4. Находим общую длину шпонки:

l = l_p + b = 48,2 + 18 = 66,2 мм.

Стандартное значение длины шпонки равно l^ст = 70 мм.

Принимаем: шпонка 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78.

5. Проверяем выбранную шпонку по напряжениям смятия: МПа МПа

6. Находим длину ступицы колеса:

l_ст = l + 8…10 мм = 70 + 10 = 80 мм.

7. Находим диаметр ступицы:

d_ст.=1,6∙d_к2=1,6∙60=96 мм.

6. Нагрузки, действующие в зацеплении [4]

Быстроходная ступень

В цилиндрической косозубой передаче силу в зацеплении раскладываем на три составляющие: окружную F_t , радиальную F_r и осевую F_a.

Окружная сила:

F_t = P₂/υ = 5786/3,50=1653 Н

где — передаваемая мощность, Вт;

υ — окружная скорость, м/с.

Радиальная сила:

где α=20˚ — угол зацепления по ГОСТ 13755-81.

Осевая сила:

F_a=F_t∙tgβ=1653∙0,163=269Н.

Тихоходная ступень

В цилиндрической прямозубой передаче силу в зацеплении одной пары зубьев раскладываем на две взаимно перпендикулярные составляющие: окружную F_t и радиальную F_r.

Окружная сила:

F_t = P₃/υ = 5642/1,48=3812 Н

где — передаваемая мощность, Вт;

υ — окружная скорость, м/с.

Радиальная сила:

где α=20˚ — угол зацепления по ГОСТ 13755-81.

7. Подбор подшипников качения [4]

Входной вал

Под диаметр вала d_п2=30 мм, с учетом осевой нагрузки на вал, примем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные лёгкой узкой серии №36206 ГОСТ 831-75 со следующими параметрами и характеристиками:

α=12˚; d=30 мм; D=62 мм; B=16 мм; Т=16 мм; r=1,5 мм; r₁=0,5 мм; C_r=22,0 кН; C_o=12,0 кН,

где С_r - динамическая грузоподъемность; С_о - статическая грузоподъемность.

Промежуточный вал

Под диаметр вала d_п3=35 мм, с учетом осевой нагрузки на вал, примем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные лёгкой узкой серии №36207 ГОСТ 831-75 со следующими параметрами и характеристиками:

α=12˚; d=35 мм; D=72 мм; B=17 мм; Т=17 мм; r=2 мм; r₁=1 мм; C_r=30,8 кН; C_o=17,8 кН,

где С_r - динамическая грузоподъемность; С_о - статическая грузоподъемность.

Выходной вал

Под диаметр вала d_п4=55 мм, примем подшипники шариковые радиальные однорядные средней серии №311 ГОСТ 8338-75 со следующими параметрами и характеристиками:

d=55 мм; D=120 мм; B=29 мм; r=3 мм; C_r=71,5 кН; C_o=41,5 кН,

где С_r - динамическая грузоподъемность; С_о - статическая грузоподъемность.

8. Компоновка редуктора [6]

Наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач :

L=504,5 мм.

Зазор между торцами зубчатых колес и внутренней стенкой корпуса:

Расстояние между торцами зубчатых колес:

=8 мм.

Расстояние от внутренней стенки корпуса до подшипников в глубину посадочного отверстия:

мм.

Зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

B = 1,2∙δ=1,2∙8=9,6 – принимаем 10 мм;

Расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

А = 8мм;

Расстояния от опор до оси симметрии колес тихоходной ступени:

l₁=76,5мм; l₂=129,5мм.

Расстояния от опор до оси симметрии колес быстроходной ступени:

l₃=144,5мм; l₄=51,5мм.

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а_Wт+3 = 0,025∙200+3=8=[δ]=8 мм, принимаем δ = 8 мм;

δ₁ = 0,02а_Wт+3 = 0,02∙200+3=7<[δ]=8 мм, принимаем δ₁ = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b=b₁=1,5∙δ=1,5∙8 =12 мм

нижнего пояса корпуса (основания)

р=2,35∙δ = 2,35∙8 = 18 мм;

Диаметры болтов:

• фундаментных: d₁ = (0,03…0,036) а_Wт + 12 = 0,03∙200+12=18 мм

принимаем болты с резьбой М18

• крепящих крышку к корпусу у подшипников:

d₂=0,75∙ d₁=0,75∙18=13,5 - принимаем болты с резьбой М14;

• соединяющих крышку с корпусом:

d₃=0,5∙ d₁=0,5∙18=9 - принимаем болты с резьбой М10;

• крепящих крышки подшипников к корпусу:

d₄=10 - принимаем болты с резьбой М10;

• крепящих крышку смотрового окна к крышке корпуса:

d₅=0,4∙d₁=0,4∙18=7,2 - принимаем болты с резьбой М6;

Размеры штифтов, соединяющих крышку с корпусом:

диаметр d_ш= d₃=10 мм;

длина l_ш= b+b₁+5=12+12+5=29 – принимаем l_ш =30 мм.

9. Проверка долговечности подшипников [4]

(для выходного вала)

Реакции опор:

в плоскости xz:

R_х5= F_t(l₂/(l₁+l₂)) =3812(76,5/(129,5+76,5))=1416 Н

R_x6= F_t(l₁/(l₁+l₂)) =3812(129,5/(129,5+76,5))=2396 Н

Проверка: Rх5 + Rx6 - Ft = 1416+2396-3812 = 0.

в плоскости yz:

R_y5= F_r(l₂/(l₁+l₂)) =1387(76,5/(129,5+76,5))=515 Н

R_y6= F_r(l1/(l₁+l₂)) =1387 (129,5/(129,5+76,5))=872 Н

Проверка: R_y5 + R_y6 - F_r = 515+872-1387 = 0.

Суммарные реакции:

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 6.

Намечаем радиальные шариковые подшипники №311

(d=55 мм; D=120 мм; B=29 мм; C_r=71,5 кН; C_o=41,5 кН).

Эквивалентная нагрузка:

Р_э=V∙F_r∙К_б∙К_т=1∙1387∙1∙1=1387 Н,

где V= 1 (вращается внутреннее кольцо);

К_б = 1 - коэффициент безопасности для спокойной нагрузки

К_т=1.

Расчетная долговечность, млн. об:

где p – показатель степени для шарикоподшипников.

Расчетная долговечность, ч:

>

где 10⁴ – минимально допустимая долговечность подшипника по ГОСТ 16162-85.

10. Уточненный расчёт валов [4]

(для выходного вала)

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении d_к4=55 мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты:

- в горизонтальной плоскости

- в вертикальной плоскости

- суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручению (d_к4=55 мм; b = 18 мм; t₁ = 7 мм):

W_{К нетто} =

Момент сопротивления изгибу:

W_нетто =

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение σ_m=0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

> .

Сечение проходит по прочности.