Разработка привода цепного транспортера

Коэф. Смещения колеса . 0.000

Делительный диаметр шестерни 64.0000 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни 66.0000 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни 61.5000 мм

Делительный диаметр колеса 256.0000 мм

Диаметр вершин зубьев колеса 258.0000 мм

Диаметр впадин зубьев колеса 253.5000 мм

Межосевое расстояние 160.0000 мм

Ширина зубчатого венца шестерни 26.0000 мм

Ширина зуб

чатого венца колеса 24.0000 мм

Расчетная степень точности 9

2.3 Эскизная компоновка редуктора

Проведем линии осей валов, изображаем контуры шестерни и колеса первой ступени. Рассчитываем входной вал. В пункте 2.2 рассчитан диаметр быстроходного вала редуктора d1=21,7 мм. В соответствии с рекомендациями (стр.164[4]) опоры устанавливаем по схеме «враспор». Учитывая, что от подшипников цилиндрических зубчатых колес не требуется повышенная жесткость, а осевые нагрузки относительно не велики, намечаем для обеих опор вала радиальные однорядные шарикоподшипники. Предварительно принимаем шарикоподшипники лёгкой серии №205: d=25 мм, D=52 мм, В=15 мм. По таблице 8.3[1] определяем диаметр заплечика для упора подшипника d4=31 мм. Сравнивая d4 с диаметром шестерни первой ступени d1=64 мм и учитывая рекомендации (стр. 328[1]), решаем изготавливать шестерню за одно целое с валом, так как раздельное изготовление увеличивает стоимость производства вследствие увеличения числа посадочных поверхностей, требующих точной обработки, а также за счёт необходимости применения того или иного соединения (например, шпоночного). Определяем длины участков входного вала. Зазор между колесом и внутренней стенкой корпуса по таблице 10.4[1]:

(2.3.1)

где - толщина стенки основания корпуса, находится по формуле:

(2.3.2)

где T4 – крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

Тогда по формуле (2.3.2) мм. Принимаем (мм). При этом по формуле (2.3.1) (мм). Принимаем .

Рассчитываем размер гнезда подшипника

, (2.3.3)

где k1 – ширина фланца разъема корпуса, находится по формуле

(2.3.4)

где d'2 –диаметр стяжных болтов, находим по формуле:

(2.3.5)

где d'1 –диаметр фундаментных болтов, определяется по формуле:

(2.3.6)

где T4-крутящий момент на тихоходном валу редуктора.

По формуле (2.3.6) =13.4мм. Принимаем по таблице 2.4[1] болты М16, значение подставляем в формулу (2.3.5): (мм). По ГОСТ 7808 – 76 принимаем болты М12, при этом по формуле (2.3.4): (мм). Тогда по формуле (2.3.3) . Принимаем накладные крышки гнёзд подшипников. Толщина фланца по таблице 10.5[1] h1=12мм. Толщина прокладок . Между торцом муфты и крышкой подшипника по рекомендации оставляем зазор h=8 мм. Подсчитываем длину L2 шейки вала с номинальным диаметром d=31 мм. Учитывая неровности и возможную неточность положения литой стенки, подшипник отодвигают от стенки на .

=60+1,5+12+8-4,5=77 мм.

Длину вала L1 с d=28 мм принимаем равным длине, необходимой для посадки шкива ременной передачи.

(2.3.7)

L1=80+17+3=100 мм.

Длину участка d4 определяем как ширину шестерни (26 мм). Правый подшипник входного вала по условиям унификации принимаем таким же, как и левый, и устанавливаем симметрично относительно шестерни.

Рассчитываем промежуточный вал. В пункте 2.2 рассчитан диаметр промежуточного вала под колесо d5=33,5 мм. Принимаем диаметр под подшипник dп=35 мм. Предварительно принимаем шарикоподшипники лёгкой серии №207: d=35 мм, D=72 мм, В=17 мм. По таблице 8.3[1] определяем диаметр заплечика для упора подшипника d′4=42 мм. Тогда принимаем диаметр под колесо d5=42 мм. Так как размер L остаётся одинаковым, то размеры d, D, остаются теми же. Учитывая рекомендации, назначаем l=b1=24 мм, где b1-ширина колеса входной ступени. Причем отношение находится в рекомендуемых пределах (рекомендация 10.3[1]). Усиливаем соединение колеса с валом за счёт шпонки. По таблице 2.29[1] размеры поперечного сечения шпонки: b=12 мм, h=8 мм.

Рабочая длина шпонки:

, (2.3.8)

где [sсм] – допускаемое напряжение смятия,

h – толщина шпонки,

d5 – диаметр вала,

T3 – крутящий момент промежуточного вала редуктора.

Принимаем по рекомендациям стр.90[3] [sсм] =150 МПа, тогда по формуле (2.3.8) .

Учитывая закругления концов шпонки, получаем:

l = lp+b =14,98+12 =26,98 мм.

По таблице 2.29[1] назначаем l=24 мм. Отмечаем, что длина ступицы достаточна для размещения шпонки, так как b1=24 мм.

Диаметр участка вала между колесом и шестерней:

d6=d5+3f (2.3.9)

где f-размер фаски.

По таблице стр.25[4] f=1,5, тогда по (2.3.9) d6=42+3·1,5=46,5 мм. Значение диаметра округляем в ближайшую сторону до стандартного значения по таблице 24.1[4], получаем d7=50 мм. Учитывая рекомендации, назначаем изготовление шестерни заодно с валом.

Рассчитываем выходной вал. В пункте 2.2 рассчитан диаметр выходного вала под колесо d9=49,4 мм. Значение диаметра округляем в большую сторону до стандартного значения по таблице 24.1[4], получаем d9=63 мм. Принимаем диаметр под подшипник dп=55 мм. Предварительно принимаем шарикоподшипники лёгкой серии №211: d=55 мм, D=100 мм, В=21 мм. По таблице 8.3[1] определяем диаметр заплечика для упора подшипника d″′4=63 мм. Принимаем диаметр вала под колесо d9=63 мм. Так как размер L остаётся одинаковым, то размеры d, D, остаются теми же. Учитывая рекомендации, назначаем l=b3=64 мм, где b3 – ширина колеса быстроходной ступени. Причем отношение находится в рекомендуемых пределах. Усиливаем соединение колеса с валом за счёт шпонки. По таблице 2.29[1]: b=18 мм, h=11 мм.

 Скачать реферат