
- •1.1 Расчет одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора 3
- •2.1 Список использованной литературы 26 Техническое задание на проектирование
- •1.1Расчет одноступенчатого цилиндрического прямозубого редуктора
- •1.1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •Расчет прочностных параметров зубчатой передачи
- •Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения
- •Допускаемые напряжения изгиба
- •Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке
- •Расчет параметров зубчатой передачи
- •Проверочные прочностные расчеты
- •Предварительный расчет валов редуктора
- •Конструктивные размеры шестерни, колеса и корпуса редуктора
- •Расчет цепной передачи
- •Первый этап компоновки редуктора
- •Расчет долговечности подшипника и проверка диаметров валов
- •Второй этап компоновки редуктора
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Посадки зубчатого колеса, звездочки и подшипников
- •Выбор сорта масла
- •2.1Список использованной литературы
Расчет цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Вращающий момент
на ведущей звездочке (на вале зубчатого
колеса):
.
Передаточное число ранее было принято:
.
Число
зубьев ведущей звездочки:
(проверка
выполнена). Число зубьев ведомой
звездочки:
(принимается четным) (проверка
выполнена).
Расчетный коэффициент
нагрузки:
,
где
- динамический коэффициент при спокойной
нагрузке (передаче к ленточному
конвейеру),
- учитывает влияние межосевого расстояния
(при
,
t
– шаг цепи),
- учитывает влияние угла наклона цепи
( при углах не более 60),
- при периодическом регулировании
натяжения цепи,
- при капельной смазке,
- при односменной работе. Принимаем по
табл. 20 [1] среднее значение допускаемого
давления в шарнирах цепи при частоте
вращения вала малой звездочки
Определяем шаг однорядной цепи:
Принимаем стандартный
ближайший шаг
(табл. 21 [1]) (
).
Скорость цепи определяем по формуле:
Окружное усилие:
Межосевое расстояние:
Усилия в цепи:
от провисания:
,
от центробежных
сил:
,
где
- коэффициент, учитывающий расположение
передачи,
- масса 1м цепи.
Расчетная нагрузка
на валы:
Основные размеры ведущей звездочки:
Основные размеры ведомой звездочки:
Ступица ведущей
звездочки:
.
Длина ступицы:
,
принимаем 45мм.
Толщина диска звездочки
,
где
- расстояние между пластинами внутреннего
звена (табл. 21 [1]).
Первый этап компоновки редуктора
На межосевом
расстоянии
вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо
в виде прямоугольников, шестерня
выполнена заодно с валом, длина ступицы
колеса равна ширине венца и не выступает
за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса
;
принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса
;
принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса
, где
- толщина стенки корпуса редуктора.
Предварительно
намечаем радиальные шарикоподшипники
средней серии. Габариты подшипников
выбираем по диаметру валов в месте
посадки подшипников (см. рис. 2):
.
По табл. 23 [1] выбираем подшипники: 305 (для
ведущего вала) и 308 (для ведомого вала).
Принимаем для
подшипников пластичную смазку.
Устанавливаем мазеудерживающие кольца
шириной
.
Находим конструктивные расстояния (расчетом или непосредственно замером на чертеже):
на ведущем валу:
,
где
- ширина подшипника 305 (табл. 23 [1]);
на ведомом валу:
Принимаем
окончательно:
Глубина гнезда
подшипников:
.
Толщину фланца
крышки подшипника принимаем равной
.
Диаметр отверстия
в крышке
.
Высоту головки болта примем
.
Длина соединительного пальца цепи
.
Замером устанавливаем
расстояние
,
определяющее положение звездочки
относительно ближайшей опоры ведомого
вала.
Расчет долговечности подшипника и проверка диаметров валов
Ведущий вал (рис. 3).
Из предыдущих
расчетов для прямозубой шестерни имеем:
окружная сила
радиальная сила
из первого этапа компоновки
Определяем реакции опор:
в горизонтальной плоскости xz^
в вертикальной плоскости yz:
Суммарные реакции:
Строим
эпюры изгибающих и крутящих моментов
(см. рис. 3) и определяем наиболее опасное
сечение по условию максимума моментов.
Рис. 3. Эпюры моментов для ведущего вала
Им
является сечение вала в точке С,
в котором изгибающие и крутящие моменты
составляют:
Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении С вала:
Рассчитываем
допускаемый диаметр вала, исходя из
допускаемого напряжения на изгиб
:
Принятый нами ранее диаметр ведущего вала составляет 20мм, что более допускаемого диаметра, следовательно, условие прочности выполняется.
По диаметру вала
подбираем подшипник серии 305 с параметрами
(табл. 23 [1]):
Условие статической
грузоподъемности выполняется, так как
радиальная нагрузка на подшипник (полная
реакция опоры):
.
Расчетная долговечность составляет:
Расчетная долговечность в часах составляет:
где n1 – частота вращения вала шестерни, об/мин.
Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 36000 ч, что на порядок ниже ресурса подшипника 305 серии (538136 ч), поэтому выбираем подшипник серии 105 (табл. П3 [2]):
Условие статической
грузоподъемности выполняется, так как
радиальная нагрузка на подшипник (полная
реакция опоры):
.
Расчетная долговечность составляет:
Расчетная долговечность в часах составляет:
Расчетная долговечность подшипников серии 105 превышает ресурс работы редуктора 36000 ч.
Ведомый вал (рис. 4).
Ведомый вал несет
те же нагрузки, что и ведущий: окружная
сила
радиальная
сила
,
но на этот вал добавляется нагрузка от
цепной передачи
Составляющие
нагрузки от цепной передачи при угле
наклона цепи 45:
Из первого этапа
компоновки:
,
.
Определяем реакции опор:
в горизонтальной плоскости xz:
относительно точки С:
,
отсюда
относительно точки А:
,
отсюда
Проверка:
.
в вертикальной плоскости yx:
относительно точки С:
,
отсюда
относительно точки А:
,
отсюда
Проверка:
Суммарные реакции:
в точке А:
;
в точке С:
.
Строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 4) и определяем наиболее опасное сечение по условию максимума моментов. Им является сечение вала в точке С, в котором изгибающие и крутящие моменты составляют:
,
,
.
Рассчитываем
допускаемый диаметр вала, исходя из
допускаемого напряжения на изгиб для
колеса
:
Принятый нами ранее диаметр ведущего вала составляет 32 мм, что более допускаемого диаметра, следовательно, условие прочности выполняется.
Выбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре С серии 308 с параметрами (табл. 23 [1]):
Условие статической
грузоподъемности выполняется, так как
радиальная нагрузка на подшипник в
точке С
(полная реакция этой опоры)
.
Определяем эквивалентный момент в наиболее опасном сечении С вала:
Расчетная долговечность подшипников составляет:
Рис. 5. Эпюры моментов ведомого вала
Расчетная долговечность в часах составляет:
где n2 – частота вращения ведомого вала, об/мин.
Для зубчатых редукторов ресурс работы принят равным 36000 ч, что на порядок ниже ресурса подшипника 308 серии (408730 ч), поэтому выбираем подшипник серии 208 (табл. П3 [2]):
Условие статической
грузоподъемности выполняется, так как
радиальная нагрузка на подшипник в
точке С
(полная реакция этой опоры)
.
Расчетная долговечность подшипников составляет:
Расчетная долговечность в часах составляет:
Расчетная долговечность подшипников серии 208 превышает ресурс работы редуктора 36000 ч.