Привод общего назначения

Ременные передачи, как правило, применяют между параллельными валами, вращающимися в одну сторону (так называемые открытые передачи). При этом ремень подвергается растяжению и изгибу.

 

7.1 Определяем частоту вращения ведущего шкива.

 

 

7.2 Вращающий момент на ведущем валу.

 

7.3 Диаметр ведущего шкива.

 

Принимаем d1 = 315 мм по ГОСТ 17383-73

7.4 Диаметр ведомого шкива

,

где ε = 0,01 для передач с регулируемым натяжением ремня.

Принимаем d2= 560 мм по ГОСТ 17383-73.

7.5 Передаточное отношение.

 

7.6 Межосевое расстояние.

 

принимаем

7.7 Угол обхвата малого шкива.

 

7.8 Длина ремня.

 

7.9 Скорость ремня.

 

7.10 Силы, действующие в ременной передаче.

Окружная сила:

 

7.11 Выбор ремня.

Из табл. 7.1 [2 СБ] (с. 119) выбираем ремень Б800 с числом прокладок z = 3, δ0 = 1,5 мм, ρ0 = 3 Н/мм. Проверяем выполнение условия δ ≤ 0,025 d1

0,025∙d1=0,025∙ 315 = 7,825 мм

Условие выполнено.

7.12 Коэффициент угла обхвата.

 

7.13 Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня.

 

7.14 Коэффициент режима работы.

 

7.15 Коэффициент, учитывающий угол наклона линии центров передачи.

Так как угол θ наклона линии, соединяющей центры шкивов, к горизонту, заданный по условию  равен 35 градусов , значит не превышает наклона до 600, то принимаем коэффициент

7.16 Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки.

 

7.17 Ширина ремня.

 

По [2 СБ] (табл.7.1) принимаем b = 71 мм.

Ширину обода назначаем по ГОСТ 17383-73 В= 80 мм [2 СБ] (табл. 7.6).

7.18 Предварительное натяжение ремня.

 

где

7.19 Натяжение ветвей.

Ведущей:

;

Ведомой:

 

7.20 Напряжение от растяжения ремня.

 

7.21 Напряжение от изгиба ремня.

 

где

7.22 Напряжение от центробежной силы.

 

где ρ = 1100 ÷ 1200 кг/м3 – плотность ремня.

7.23 Максимальное напряжение.

 

Условие

7.24 Проверка долговечности ремня.

Число пробегов

 

,

где коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения;

 при постоянной нагрузке

 

Рекомендуемая долговечность не менее 2000 ч.

7.25 Нагрузка на валы передачи.

 

7.3 Шкивы плоскоременной передачи.

Один из шкивов передачи выполняем с гладким ободом, второй (больший) – выпуклым. Материал шкивов при окружной скорости до 30 м/с – чугун СЧ 15, для чугуна принимаем .

Определим стрелу выпуклости, согласно [2 СБ] (табл. 7.6.) У= 1,0.

Толщина обода у края

 

 

Наружный диаметр ступицы

 

где

,

принимаем

,

принимаем

 

Длина ступицы шкива

 

принимаем ,

 

принимаем т. к. рекомендуется не больше ширины обода.

Толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами (высота рифта)

.

 

Шкивы диаметром до 500 мм выполняют с числом спиц z = 4. Спицы эллиптического сечения рассчитывают на изгиб; принимают условно, что сила воспринимается спицами. Расчетное сечение спиц располагается условно в диаметральной плоскости, проходящей через центр шкива перпендикулярно оси спицы.

Условная ширина спицы в плоскости, проходящей через ось шкива при допускаемом напряжении на изгиб для спиц

 

тогда

 

 

8.0 Подбор подшипников качения.

Рисунок  3. Подшипник.

 

Подшипники служат опорами для валов и вращающихся осей. Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. Во избежание снижения к. п. д. механизма потери в подшипниках должны быть минимальными. От качества подшипников зависят работоспособность и долговечность машин.

 

Для быстроходного вала назначаем  радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников dП1 = 40 мм и dП2 = 60 мм.

Подшипник 308 ГОСТ 8338-75

Внутренний диаметр                                   d = 40 мм,

Наружный диаметр                                    D = 90 мм,

Ширина                                                        b = 23 мм,

Координата фаски подшипника                r = 2,5 мм,

Диаметр шарика                                        Dw = 15,081 мм.

Динамическая грузоподъёмность            Cr = 41,0 kH,

Статистическая грузоподъёмность           Cor = 22,4 kH;

Принято по П3[459, табл. 24.10]

 

Для тихоходного вала назначаем  радиальные шарикоподшипники средней серии.

Подшипник 312 ГОСТ 8338-75

Внутренний диаметр                                 d =60 мм,

Наружный диаметр                                 D = 130 мм,

Ширина                                                      b = 31 мм,

Координата фаски подшипника                r = 3,5 мм,

Диаметр шарика                                        Dw = 22,225 мм.

Динамическая грузоподъёмность            Cr = 81,9 kH,

Статистическая грузоподъёмность         Cor = 48,0 kH;

Принято по [3 СБ] (с. 459, табл. 24.10)

Радиальные однорядные шарикоподшипники воспринимают радиальные и ограниченные осевые нагрузки, действующие в обоих направлениях вдоль оси вала. Подшипники допускают перекосы валов до 10΄; по сравнению с подшипниками других типов имеют минимальные потери на трение; фиксируют положение вала относительно корпуса в двух осевых направлениях.

8.1 Смазывание подшипников.

Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец.

9.0 Первый этап компоновки редуктора.

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колёс и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; масштаб 1:1.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса,

 

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса,

 

б) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса .

Ширину мазеудерживающих колец определяет размер принимаем у = 10 мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу и на ведомом

Измерением устанавливаем расстояние определяющие положение шкива относительно ближайшей опоры ведомого вала.

Глубина гнезда подшипника

 

для подшипника 312 В = 31 мм;

 

примем

Толщину фланца ∆ крышки подшипника принимают примерно равной диметру d0 отверстия;

примем d0 = 14 мм.

Измерением устанавливаем расстояние l3 = 90мм.

10.0 Выбор муфты.

Муфта соединяющая  быстроходные валы (вал электродвигателя), в целях уменьшения пусковых моментов должна иметь малый момент инерции.

К муфтам, которые соединяют сравнительно тихоходные валы (например, редуктор и приводной вал конвейера), не предъявляют повышенных требований в отношении малого момента инерции. В то же время, если исполнительный механизм и привод не располагаются на общей раме, то от муфты требуются сравнительно высокие компенсирующие свойства.

Основной паспортной характеристикой муфты является допускаемый вращающий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту и подбирают стандартные муфты.

 

где Тном – номинальный длительно действующий момент на соединяемых валах, Нм,

К=1,25…1,5 – Коэффициент динамичности нагрузки.

 

Для цепных муфт:

 

где диаметр делительной окружности

 

где t – шаг цепи;

z – число зубьев полумуфты.

Исходя из требуемых компенсирующих свойств, крутящего момента и частоты вращения выбираем цепную муфту по табл. 11.4 [2СБ] со следующими харктеристиками:

- крутящий момент до 1000 Нм;

- частота вращения до 780 мин-1;

- число зубьев звёздочки  полумуфты – 12;

- допустимое смещение  валов до 0,4 мм;

-допустимое угловое  смещение валов до 10;

- цепь ПР – 50,8-22680;

- шаг цепи – t = 50,8.

Из за неизбежной несоосности соединяемых валов зубчатая муфта нагружвет вал дополнительной консольной силой Fм; определяемой по формуле:

 

11. Проверка долговечности подшипника.

11.1 Ведомый вал.

Из предыдущих расчётов имеем

 

Опорные реакции определяем с учётом этих сил в следующем порядке.

Находим опорные реакции вала от нагрузки в зацеплении.

В вертикальной плоскости:

 

В горизонтальной плоскости:

 

 

Проверка:

 

Значит подшипники подобраны, верно.

Суммарные реакции

 

 

 

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой Fm, приложенной к середине посадочной поверхности и определяемой по формуле

 

Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии: d = 60мм;D = 130мм; C = 81,9 кH и C0 =48,0 кH.

Эквивалентная нагрузка по формуле:

 

в которой радиальная нагрузка осевая нагрузка (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности учитывая, что ременная передача усиливает неравномерность нагружения; [2 СБ] (табл. 9.19; 9.20).

Отношение этой величине [2 СБ](по табл. 9.18) соответствует

е ≈0,19.

Отношение следовательно, X = 0,56, Y = 1,55.

Поэтому  

Расчётная долговечность, млн. об.

 

Расчётная долговечность, ч.

 

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника).

Долговечность подшипника удовлетворяет указанным требованиям.

 

 

 

Рисунок 4. Расчётная схема ведомого вала.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12.0 Второй этап компоновки редуктора.

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78.

Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и шкива относительно опор.

 

13.0 Выбор шпоночных соединений.

В индивидуальном и мелкосерийном производстве используют главным образом призматические шпонки, изготовленные из стали. Длину шпонки выбирают из стандартного ряда так, чтобы она была меньше длины ступицы насаживаемой детали на 5…10 мм. Сечение шпонки зависит от диаметра степени.

При передаче вращающего момента шпоночным соединением применение посадок колеса на вал с зазором недопустимо, а посадок переходных крайне нежелательно, так как происходит обкатывание со скольжением поверхностей вала и отверстия колеса, которое приводит к износу. Поэтому на посадочных поверхностях вала и отверстия колеса следует создавать натяг.

Ведущий вал длина шпонки l = 70 мм.

Шпоночное соединение со шкивом

Шпонка 10 x 8 x 40 ГОСТ 23360-78

Ведомый вал

Шпоночное соединение зубчатого колеса

Шпонка 18 х 11 х 70 ГОСТ 23360-78.

 

14.0 Уточненный расчёт валов.

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчёт состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [S]. Прочность соблюдена при 

Будем производить расчёт для предположительно опасных сечений ведомого вала.

Материал вала – сталь 45 нормализованная;

Пределы выносливости

 

и

 

 

 

14.1 Сечение А – А.

Диаметр вала в этом сечении 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки [2 СБ] (табл. 8.5): и ; масштабные факторы П2 (табл. 8.8); коэффициенты

Крутящий момент

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

 

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

 

суммарный изгибающий момент в сечении А – А

 

Момент сопротивления кручению ()

 

Момент сопротивления изгибу

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

 

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

 

среднее напряжение

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

 

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А – А

 

14.2 Сечение К – К.

Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом [2 СБ] (табл. 8.7); принимаем

Изгибающий момент

 

Осевой момент сопротивления

 

Амплитуда нормальных напряжений

 т. к. отсутствует осевая  нагрузка Fa на вал

Полярный момент сопротивления

 

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений