--PAGE_BREAK--
3. Проектирование ременной передачи
Ременная передача – это вид механической передачи, осуществляемой при помощи ремня, натянутого на шкивы. Передача крутящего момента происходит посредством силы трения, возникающей между шкивами и ремнем при его натяжении.
Клиноременная передача – частный случай ременной передачи с ремнем в сечении трапецеидальной формы (клиновых). Благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленному эффектом клина, несущая способность клиновых ременных передач выше, чем плоскоременных. Поэтому в нашем курсовом проекте мы будем использовать передачу с клиновым ремнем.
3.1 Расчет ременной передачи
1) Выбираем сечение ремня.
По графику рис. 11 ([2]) выбираем ремень сечением А с размерами (см. табл. 1, [2]): Wр= 11 мм, W= 13 мм, Т0= 8 мм, площадью сечения А = 81 мм2, масса одного метра длины ремня = 0,105 кг/м, минимальный диаметр ведущего шкива dmin= 90 мм.
2) Определяем диаметры шкивов.
С целью увеличения рабочего ресурса передачи принимаем d1> dmin. Из стандартного ряда ближайшее большее значение d1= 100 мм. Расчетный диаметр ведомого (большего) шкива:
где x– коэффициент скольжения, x= 0,01;
U– передаточное число клиноременной передачи, U= 2,89 (см. раздел 1 КП).
Тогда:
мм
Округляем d2до ближайшего стандартного значения. Тогда: d2= 280 мм.
Уточняем передаточное число клиноременной передачи:
Отличие от заданного передаточного числа:
% = 2,1%
3) Межосевое расстояние ременной передачи:
мм
мм
Принимаем промежуточное стандартное значение а = 300 мм.
4) Определяем расчетную длину ремня:
мм
Ближайшее стандартное значение по табл. 1 ([2]): Lр= 1250 мм.
5) Уточняем межосевое расстояние:
где мм
мм
Тогда:
мм
Принимаем ауточн = 315 мм.
6) Для установки и замены ремней предусматриваем возможность уменьшения а на 3% (т.е. на 0,03×315 = 9,5 мм). Для компенсации удлинения ремней во время эксплуатации предусматриваем возможность увеличения а на 5,5% (т.е. на 0,055×315 = 17,3 мм).
7) Определяем угол обхвата ремнями ведущего шкива:
8) Для определения числа ремней определяем коэффициенты: угла обхвата Сa= 0,91 (табл. 6, с. 22, [2]); длины ремня СL= 0,96 (табл. 8, с. 23, [2], Lр = 1250 мм); режима работы Ср = 1,6 (табл. 10, с. 24, [2], режим тяжелый, число смен работы – три); числа ремней Сz = 0,95 (табл. 4, с. 20, [2], приняв ориентировочно z = 2…3).
По табл. 7 (с. 22, [2]) находим номинальную мощность Р0= 1,494 кВт, передаваемую одним ремнем сечением А с расчетной длиной Lр= 2240 мм, при d1 = 100 мм, Uуточн= 2,83 и n1= 1415 об/мин.
Определяем расчетную мощность, передаваемую одним ремнем:
кВт.
Определяем число ремней:
Принимаем число ремней z= 2.
9) Окружная скорость ремней:
м/с
10) Начальное натяжение каждой ветви одного ремня:
Н
где q= 0,105 – коэффициент центробежных сил (табл. 11, с. 24, [2]).
11) Силы, действующие на валы и опоры:
Н
12) Средний рабочий ресурс принятых ремней:
ч
где Тср = 2000 ч (ресурс работы ремней по ГОСТ 1284.2–89);
К1 = 0,5 – коэффициент для тяжелого режима работы;
К2 = 1 – коэффициент климатических условий.
13) Суммарное число ремней zS, необходимое на весь срок службы привода Lпр= 21 600 ч:
шт.
14) По результатам расчетов принят:
Ремень А – 1250 Ш ГОСТ 1284.1–80 – ГОСТ 1284.3–80.
3.2 Конструирование шкива
В соответствии с заданием необходимо сконструировать ведомый (больший) шкив.
Эскиз шкива приведен на рис. 2.
Рис. 2 Эскиз шкива ременной передачи
Для ремня сечением А по табл. 12 (с. 27, [2]) выбираем размеры профиля канавок шкива: f= 10 мм, е = 15 мм, lр= 11 мм, h= 8,7 мм, b*= 3,3 мм.
С учетом того, что количество ремней z= 2, конструктивно ширина шкива получается равной 35 мм:
мм
По ГОСТ 6636–69 принимаем М = 36 мм.
В соответствии с расчетом диаметр шкива dр= d2= 280 мм.
Наружный диаметр шкива мм.
Принимаем для изготовления шкива чугун СЧ 15 ГОСТ 1412–85.
Толщина обода dдля чугунного шкива:
мм
Принимаем d= 10 мм.
Внутренний диаметр обода шкива:
мм
Толщина диска шкива:
мм
Принимаем С = 14 мм.
Диаметр вала:
мм
По конструктивным соображениям принимаем dв= 22 мм.
Диаметр ступицы для чугунных шкивов:
мм
Принимаем dст= 36 мм.
Длина ступицы:
мм
По конструктивным соображениям принимаем lст= 36 мм.
Для снижения массы шкивов и удобства транспортировки в диске выполним 6 отверстий диаметром dотв= 20 мм. Диаметр окружности, на котором выполняем отверстия, принимаем равным 206 мм (по конструктивным соображениям).
Для передачи вращающего момента от шкива на ведущий вал редуктора предусматриваем шпоночное соединение. Поскольку диаметр вала = 22 мм, то принимаем шпонку (прил. 2, с. 57 [2]) сечением b´h= 6´6 мм при стандартной глубине паза ступицы t2= 2,8 мм (общая глубина паза ступицы проектируемого шкива 6,3 мм).
Для исключения концентрации напряжений между ступицей шкива и диском шкива предусматриваем скругление радиусом = 8 мм.
Для более легкого захода вала редуктора в шкив предусматриваем фаски глубиной 2 мм.
На наиболее важные параметры шкива назначаем посадки (Н7 – для диаметра вала, Js7 – для шпоночного паза) и отклонения размеров (+0,2 мм для глубины паза ступицы).
На отдельные поверхности шкива назначаем шероховатости: на диаметр отверстия ступицы 1,6 мкм; на торцы шкива 3,2 мкм; на рабочие поверхности канавок шкива 2,5 мкм; на боковые (рабочие) поверхности шпоночного паза 1,6 мкм; на нерабочую поверхность шпоночного паза 3,2 мкм; неуказанная шероховатость 25 мкм.
На наиболее важные поверхности шкива назначаем допуски и отклонения формы: цилиндричность 0,007 мм (допуск на размер 22Н7 равен 21 мкм); перпендикулярность 0,02 мм; параллельность 0,02 мм; симметричность 0,08 мм. Все отклонения формы (кроме цилиндричности) назначаются относительно базовой поверхности А (диаметра отверстия ступицы).
4. Предварительная компоновка редуктора
4.1 Предварительный расчет валов
Предварительный расчет валов выполняется для ориентировочного определения их диаметров и размещения валов в корпусе редуктора вместе с подшипниками и зубчатыми колесами.
Диаметр вала определяем из условия прочности:
где t– напряжения кручения вала, МПа,
[t] – допускаемые напряжения кручения вала, [t] = 25 МПа,
Т – момент на валу, Н×м,
D– диаметр вала, мм.
Тогда:
, мм
Определяем диаметры:
– на входном валу мм, принимаем dII= 18 мм;
– на промежуточном валу мм, принимаем dIII = 28 мм;
– на выходном валу мм, принимаем dIV= 45 мм.
По конструктивным соображениям (см. проектирование шкивов ременной передачи) диаметр входного вала принимаем = 22 мм, диаметр под подшипниками выбираем = 25 мм.
Диаметр промежуточного вала оставляем = 28 мм, диаметры под подшипники принимаем = 30 мм, диаметр под зубчатым колесом быстроходной ступени = 36 мм, тихоходную оформляем как вал – шестерню.
Диаметр выходного вала оставляем = 45 мм, диаметры под подшипники принимаем = 50 мм, диаметр под зубчатым колесом = 56 мм.
4.2 Предварительный выбор подшипников
Предварительный выбор подшипников производим по диаметру, назначенному под подшипники на соответствующем валу. По возможности принимаем особолегкую и легкую серию, чтобы при проверочном расчете была возможность перейти на среднюю или тяжелую серии, если будет необходимо.
1) На входном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №205 по ГОСТ 8338–75 с d= 25 мм, D= 52 мм, В = 15 мм, r = 1,5 мм, dш»8 мм, С = 14000 Н, С0= 6950 Н;
2) На промежуточном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии №306 по ГОСТ 8338–75 с d= 30 мм, D= 72 мм, В = 19 мм, r= 2,0 мм, dш»12 мм, С = 28100 Н, С0= 14600 Н;
3) На выходном валу принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии №210 по ГОСТ 8338–75 с d= 50 мм, D= 90 мм, В = 20 мм, r= 2,0 мм, dш»13 мм, С = 35100 Н, С0= 19800 Н.
4.3 Проектирование шпоночных соединений и проверка их прочности
Исходя из эскизной компоновки редуктора, выбираем шпонки на валах редуктора:
1) На входном валу принимаем шпонку длиной l= 36 мм, шириной b = 6 мм, высотой h= 6 мм, глубинами паза вала t1= 3,5 мм и втулки t2 = 2,8 мм;
2) На промежуточном валу принимаем шпонку длиной l= 28 мм, шириной b= 10 мм, высотой h= 8 мм, глубинами паза вала t1= 5,0 мм и втулки t2 = 3,3 мм;
3) На выходном валу:
- под зубчатым колесом принимаем шпонку длиной l= 45 мм, шириной b = 16 мм, высотой h= 10 мм, глубинами паза вала t1= 6,0 мм и втулки t2 = 4,3 мм;
- под муфтой принимаем шпонку длиной l= 56 мм, шириной b = 14 мм, высотой h= 9 мм, глубинами паза вала t1= 5,5 мм и втулки t2 = 3,8 мм.
После подбора шпонок выполняются проверочные расчеты на прочность по напряжениям смятия и среза. Условие прочности при расчете на смятие:
где d– диаметр вала под шпонкой, мм;
b, h, l, t1– геометрические размеры шпонки, мм;
Т – крутящий момент на валу, Н×мм;
[s]см – допускаемые напряжения смятия, МПа (для стальной ступицы [s]см = 120 МПа, для чугунной ступицы [s]см = 70 МПа).
Условие прочности при расчете на срез:
где [t]ср – допускаемые напряжения среза, МПа (для стальной ступицы [t]ср = 70 МПа, для чугунной ступицы [t]ср = 40 МПа).
Проверяем шпонки по условиям прочности:
1) На входном валу
МПа МПа
МПаМПа
2) На промежуточном валу
МПа МПа
МПаМПа
3) На выходном валу
- под зубчатым колесом
МПа МПа
МПаМПа
- под муфтой
МПа МПа
МПаМПа
Подбор шпонок произведен правильно.
продолжение
--PAGE_BREAK--