Добавил:
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
0522 / Новая папка / курсовой по деталям машин.doc
Скачиваний:
35
Добавлен:
14.02.2023
Размер:
854.02 Кб
Скачать
    1. 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]).

    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:

  1. принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса ;

  2. принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса ;

  3. 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.

    1. 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:

  1. в горизонтальной плоскости xz:

относительно точки С:

, отсюда

относительно точки А:

, отсюда

Проверка: .

  1. 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.

Соседние файлы в папке Новая папка