10.6 Конструирование элементов открытых передач

Коническая шестерня

Размеры шестерни: d_а1 = 101,28 мм, b₁ = 70 мм, δ₁ = 11,20°.

Шестерня выполняется без ступицы, диаметр отверстия – 45 мм

Длина шестерни l ≈ b = 70 мм

Коническое колесо открытой передачи

Диаметр рабочего

d₁ = (16·796,2·10³/π20)^1/3 = 58 мм

Принимаем d = 60 мм

Диаметр ступицы: d_ст = 1,55d₃ = 1,55·60 = 92 мм.

Длина ступицы: l_ст = (1,2÷1,5)d₃ = (1,2÷1,5)60 = 72÷90 мм,

принимаем l_ст = 80 мм

Толщина обода: S = 2,5m_te = 2,52,50 = 6.25 мм

принимаем S = 8 мм

Толщина диска: С = 0,25b = 0,25·70 = 18 мм

10.7 Выбор муфты

Для передачи вращающего момента с вала электродвигателя на ведущий вал редуктора выбираем муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-76 с допускаемым передаваемым моментом [T] =125 Н·м.

Расчетный вращающий момент передаваемый муфтой

Т_р = kТ₁ = 1,5·28,1 = 42 Н·м < [T]

Условие выполняется

10.8 Смазывание.

Смазка зубчатого зацепления осуществляется за счет разбрызгивания масла брызговиками, установленными на быстроходном валу. Объем масляной ванны

V = (0,50,8)N = (0,5 0,8)2,81  1,5 л

Рекомендуемое значение вязкости масла при v = 1,9 м/с и контактном напряжении σ_в=396 МПа   =28·10^-6 м²/с

По этой величине выбираем масло индустриальное И-Г-А-68

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 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.

Материал полумуфты – чугун, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 50 МПа.

σ_см = 2·28,1·10³/30(7-4,0)(32-8) = 26,0 МПа

– сталь, допускаемое напряжение смятия [σ]_см = 100 МПа.

σ_см = 2·170,4·10³/45(9-5,5)(56-14) = 51,5 МПа

Во всех случаях условие σ_см < [σ]_см выполняется, следовательно устойчивая работа шпоночных соединений обеспечена.

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 = 0,5C_Y = 0,5∙2899 =1450 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]1450 = 1958 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∙1958/84 = 31 МПа < [σ] = 75 МПа