Проектирование механических передач. Эскизный проект

Диаметр буртика вала, на который опирается колесо: dбк dк 3 f ,

где f – размер фаски: f = 1,6 мм (см. табл. 3.1). dбк 48 3 1,6 52,8 мм.

Принимаем dбк 54 мм.

Конструкция ведомого вала представлена на рис. 5.3.

Обозначение муфты Муфта 1-1000-40-1 ГОСТ 5006–94.

Нагрузка на вал, создаваемая муфтой:

Ft 0, 2Ftm ,

где Ftm 2Tн – окружная сила, передаваемая элементами, которые dэ

соединяют полумуфты;

dэ m z 2,5 30 75 мм,

70

Ftm 2 256, 4 103 6837 Н, 75

Fm 0,2 6837 1367,4 Н.

Производим предварительный подбор подшипников. Согласно рекомендации табл. 2.1 в качестве опор входного и выходного валов

цилиндрического косозубого редуктора при aw 200 мм предвари-

тельно принимаем радиальные шариковые подшипники легкой серии, установленные по схеме «враспор».

Для опор быстроходного вала II редуктора предварительно принимаем подшипник 206 ГОСТ 8338–75. Технические характеристики подшипников выбираются из каталогов на подшипники:

Эскизную компоновку редуктора выполняем с целью определения длин участков валов, положения зубчатых колес, шкива ременной передачиотносительноподшипников, конструктивногооформлениядеталей редуктораиопределенияточекприложениявнешнихсилиреакций.

Исходные данные, необходимые для выполнения эскизной компоновки, получены в результате расчета передач:

–ширина колес b1 63 мм, b2 60 мм ;

–диаметры валов определены выше;

–размеры ступиц колеса, мм:

–для тихоходного вала

Lст (1,0...1,5)dвала (1,0...1,5)48 48 72 мм.

Принимаем Lст равной ширине венца колеса:

Lст b2 60 мм.

Проверим на прочность шпоночное соединение вала с зубчатым колесом при принятой длине ступицы колеса.

71

Исходные данные:

–диаметр вала d 48 мм ;

–стандартные размеры шпонки b h l 14 9 50 мм;

lрmin – минимальная рабочая длина шпонки: t1 – глубина паза

вала, t1 5,5 мм;

Т – крутящий момент на валу, Т = 256,4 Н·м.

Материал вала – сталь 45, материал колеса – сталь 45, материал шпонки – сталь 45.

σсм 100 120 МПа – допускаемое напряжение на смятие. Условие прочности шпоночного соединения на смятие:

Принимаем Dст 75 мм.

Размерыпрофиля канавокшкивовпринимаютсясогласнотабл. П6. Размеры и конструкция шкивов согласно рекомендациям

[8, с. 139] принимаем:

–d 90 мм – шкив изготавливаем из проката Ст 3;

–d 200 мм – шкив из чугуна СЧ 20 с диском.

Для шкива с диском d 200 мм принимаем следующие конструктивные размеры:

Dст (1,6...2,0)dв (1,6...2,0) 25 40 50 мм.

Принимаем Dст 45 мм.

Lст (1,5...2,0)dв (1,5...2,0) 25 37,5 50 мм.

Принимаем Lст 45 мм.

72

Проверим шпоночное соединение вала со шкивом при принятой длине ступицы шкива.

Исходные данные:

–диаметр вала d 25 мм ;

–размеры шпонки b h l 8 7 40 мм;

lmin – минимальная рабочая длина шпонки; t1 – глубина паза вала: t1 4 мм;

Т – крутящий момент на валу: Т = 65,6 Н·м.

Материал вала – сталь 45, материал шкива – СЧ 20, материал шпонки – сталь 45.

Допускаемое напряжение на смятие σсм 50 70 МПа. Условие прочности шпоночного соединения на смятие

Условие прочности соблюдается. Толщина обода h1 5,5 мм.

Толщина диска

δ (0,6...0,65)(Dст dв) (0,6...0,65)(45 25) 12 13 мм.

Принимаем δ 12 мм.

В связи с тем что способ смазки подшипников влияет на расстояние от внутренней стенки редуктора до боковой поверхности под-

шипника качения с1 , определяем способ смазывания передач и

подшипников. Так как скорость в зубчатом зацеплении в редукторе невысокая ( 1,86 м/c ), для смазывания зубчатых колес использу-

ем картерное смазывание – окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. Выбор сорта масла начинаем с определения необходимой кинематической вязкости масла. Кинематическая вязкость определяется в зависимости от контактного давления в

зубьях и от окружной скорости колеса. Так, при = 1,86 м/с и контактных напряжениях менее 600 МПа σн 378 МПа кинематиче-

73

[1, табл. 11.1] этой вязкости соответствует масло индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 17479.4–87. Для смазывания подшипников используем консистентную смазку солидол жировой УС-1 ГОСТ 1033–79. Для исключения вымывания консистентной смазки устанавливаем мазеудерживающие шайбы.

Размеры корпуса, необходимые для выполнения компоновки, определяем по соотношениям (3.2)–(3.20).

Толщина стенки редуктора δmin 8 мм

δ 0,025 aw 1 0,025 140 1 4,5 мм.

Исходя из литейных требований, принимаем δ 8 мм.

Диаметр болтов:

– фундаментных

d1 2,0δ 2 8 16 мм;

принимаем болты с резьбой М16;

– крепящих крышку к корпусу у подшипников

d2 1,5δ 1,5 8 12 мм,

принимаем болты с резьбой М12;

– крепящих крышку к корпусу по периметру редуктора

d3 1,0δ 1,0 8 8 мм,

так как d3 10 мм, то принимаем болт с резьбой М10. Расстояния от внутренней поверхности стенки редуктора:

–до боковой поверхности вращающейся части

с(1 1,2)δ (1 1,2) 8 8 9,6 мм ,

принимаем с 8 мм ;

– боковой поверхности подшипника качения в случае применения мазеудерживающихшайб с1 (10 12) мм; принимаемс1 = 10 мм.

74

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

– до внутренней поверхности стенки редуктора

с2 1,2δ 1,2 8 9,6 мм;

принимаем с2 10 мм ;

– внутренней нижней поверхности стенки корпуса

c6 (5 10)m (5 10) 2,5 12,5 25 мм.

Величина c3 окончательно уточняется при определении объема

масляной ванны.

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных частей редуктора c4 5 8 мм.

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром d2 12 мм:

s k2 δ 5 ,

где k2 33 – ширина фланцев корпуса и крышки у подшипников,

см. табл. 3.2.

s 33 8 5 46 мм.

Находим толщину фланцев.

Определяем толщину фундаментного фланца δ1 :

δ1 (2...2,3)δ (2...2,3) 8 16 18,4 мм.

Принимаем δ1 16 мм.

Определяем толщину корпуса при соединении с крышкой δ2 :

δ2 1,5δ 1,5 8 12 мм.

Определяем толщину крышки корпуса δ3 :

δ3 1,35δ 1,35 8 10,8 мм.

75

Принимаем δ3 11 мм.

Толщина фланца боковой крышки h1 f (D) дана в табл. П5. Для быстроходного вала h1 6 мм, для тихоходного h1 8 мм . Высота головки болта h 0,8 h1 .

Для быстроходного вала

h 0,8 6 4,8 мм;

принимаем h 5 мм ; для тихоходного вала

h 0,8 8 6,4 мм;

принимаем h 7 мм.

По полученным данным вычерчиваем компоновочный чертеж на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1. Результатом эскизной компоновки редуктора являются величины размеров между подшипниковыми опорами, а также до сил, нагружающих валы, определяемые геометрически по чертежу.

Примеры эскизной компоновки валов цилиндрического редуктора с указанием всех расчетных размеров представлены на рис. 5.4 и 5.5,

где Fцил – сила, нагружающая вал от зацепления колес; Fрп – сила, нагружающая вал от ременной передачи;

Fм – сила, нагружающая вал от муфты.

На рис. 5.6 дан пример эскизной компоновки цилиндрического редуктора с указанием всех размеров между подшипниковыми опорами и точками приложения сил, нагружающих валы, определенных геометрически по компоновочному чертежу в масштабе 1:1.

76

6. КОМПОНОВКА ОДНОСТУПЕНЧАТОГО КОНИЧЕСКОГО РЕДУКТОРА

Кинематическая схема привода с одноступенчатым коническим редуктором дана на рис. 6.1.

Рис. 6.1. Кинематическая схема привода

Исходные данные, необходимые для выполнения эскизной компоновки, получены в результате кинематического расчета и расчета передач привода:

1.Внешнее конусное расстояние Rе 134,629 мм.

2.Диаметры колес: d1 100 мм, d2 250 мм, dае1 109,723 мм,

dае2 252,1956 мм, b 38 мм.

Выполняем предварительный расчет диаметров валов и кон-

структивных параметров шкива.

Так как один из проектируемых валов – вал-шестерня, то его материал был определен ранее: сталь 40Х, механические характери-

стики: σв 900 МПа , σт 750 МПа , σ 1 410 МПа , –1 0,58–1 = 0,58 · 410 = 237,8 МПа, Dпред 125 мм [5, с. 50, табл. 3.2].

Так как к приводу не предъявляется особых требований по габаритам и нагрузке, то для материала ведомого вала принимаем сталь 45, термообработка – улучшение, твердость – 280 НВ,

79