Привод элеватора

 
 

  2.5 Окончательные значения размеров колес

  Угол делительного конуса колеса:

  Угол делительного конуса шестерни:

  Делительный диаметр шестерни:

  

  Делительный диаметр колеса:

  

  Внешний диаметр шестерни с круговым зубом:

  

  Внешний диаметр колеса с круговым зубом:

  

  Коэффициент смещения x_n принимают по таблице 2.10 [1]. Для передач, у которых z и u отличаются от указанных в таблице, коэффициенты принимают с округлением в большую сторону. Т.о., x_n1=0,41, x_n2=-0,41.

  

  

 

  2.6 Силы в зацеплении

  Окружная  сила на среднем диаметре колеса

  Осевая  сила на шестерне:

  Радиальная  сила на шестерне:

  Коэффициенты и для угла β=35° определяют по формуле:

  

  

  На колесе осевая сила , радиальная сила .

 

  2.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

  Напряжения  изгиба в зубьях колеса:

  Напряжение  изгиба в зубьях шестерни:

  Коэффициент выбирают по таблице 2.7 [1] в зависимости от окружной скорости колеса, которая высчитывается по формуле:

  

,

  где

  Таким образом, окружная скорость колеса равна  . Из таблицы получаем, что .

  Значения  коэффициентов  и принимают по таблице 2.8 [1] по эквивалентным числам зубьев:

  

,

  

.

  Таким образом, =3,5, =3,67.

  Допускаемое напряжение изгиба для колеса:

  Допускаемое напряжение изгиба для шестерни:

  Напряжения  изгиба в зубьях колеса:

  

  Напряжение  изгиба в зубьях шестерни:

  

 

  2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

  Расчетное контактное напряжение: .

  Коэффициент выбирают по таблице 2.9 [1] в зависимости от окружной скорости колеса . Из таблицы получаем, что .

  Допускаемые контактные напряжения вычисляют по формуле:

  

  Расчетное контактное напряжение:

  

.

3. Расчет  цепной передачи

 

  Цепные  передачи выходят из строя по следующим причинам (из [2]):

  1. Износ шарниров.

  2. Усталостное разрушение пластин по проушинам.

  3. Проворачивание валиков и втулок в платинах в местах запрессовки.

  4. Выкрашивание и разрушение роликов.

  5. Достижение предельного провисания холостой ветви.

  6. Износ зубьев звездочек.

  В соответствии с перечисленными причинами  выхода из строя можно сделать вывод, что срок службы передачи ограничивается  долговечностью цепи (в большинстве случаев). Долговечность же цепи в первую очередь зависит от износостойкости шарниров.

 

  3.1 Шаг цепи

  Выбираем  предварительное значение шага однорядной цепи:

  

  Ближайшее значение шага и соответствующей  ему площади находим из таблицы 13.1 [2].: P=25,4 мм, А=260 мм²,  В_ВН=15,88 мм – расстояние между внешними пластинами цепи.

 

  3.2 Числа зубьев

  Число зубьев малой (ведущей) звездочки:

  

.

  Принимаем ближайшее большее, z₁=25.

  Число зубьев большой (ведомой) звездочки: .

 

  3.3 Коэффициент эксплуатации

  Определим коэффициент эксплуатации , где коэффициент учитывает динамичность нагрузки (принимаем =1,25 – работа с небольшими толчками);

    учитывает влияние длины  цепи ( если а=(30…50)P (как в нашем случае), то =1);

    учитывает наклон цепи (поскольку  в нашем случае угол наклона  - 45°, принимаем  =1); учитывает влияние регулировки цепи (т.к. в нашем случае положение звездочек не регулируется, =1,25);

    учитывает влияние характера  смазывания (поскольку смазывание  непостоянное, принимаем  =1,5);

    учитывает влияние режима  работы передачи (работа односменная,  =1);

    учитывает влияние температуры  окружающей среды (при -25°С<T<150°C =1).

  Таким образом, .

 

  3.4 Размеры звездочек

  Делительный диаметр малой звездочки:

  Делительный диаметр большой звездочки:

  Диаметр выступов малой звездочки:

  

  Диаметр выступов большой звездочки:

  

  Ширина  зуба звездочки:

 

  3.5 Давление в шарнирах

  Определим значение окружной силы на звездочках:

  

  Условное  давление в шарнирах вычисляется  по формуле:

  

,

   где  [p]=29 МПа – допускаемое давление в шарнирах (по табл. 13.2 [2]).

 
 

  3.6 Число звеньев  цепи и уточнение  межосевого расстояния

  Число звеньев  вычисляется по формуле: . Принимаем W=96.

  Уточняем  межосевое расстояние: , где

  

  Таким образом,

4. Эскизное  проектирование

 

  4.1 Предварительный расчет диаметров валов

  Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных  участков стальных валов редуктора  определяют по формуле:

• для быстроходного вала

  

  где Т – вращающий момент на быстроходном валу, [τ]=0,1τ^-1 (примем τ^-1=220 МПа).

 

  

  Примем по стандартному ряду: d_П=25 мм – диаметр вала под подшипник.

  Из условия  d_П < d_К принимается диаметр под колесо d_К=30 мм.

  d_ВЫХ=20 мм – диаметр выходного конца вала;

  d_З=34 мм – диаметр заплечика.

  Диаметр заплечика колеса d_З≥ d_П+3r, где r – размер фаски колеса, r =1,5 мм по таблице 24.16.

  Длина хвостовика быстоходного вала

  

• для тихоходного вала

  

  Примем  по стандартному ряду:

  d_П=35 мм – диаметр вала под подшипник;

  d_ВЫХ=30 мм – диаметр выходного конца вала;

  d_К=38 мм – диаметр вала под колесо;

  d_З=42 мм – диаметр заплечика.

 

  Длина хвостовика тихоходного вала

  

  4.2 Конструирование  зубчатой передачи

  При серийном производстве заготовки колес получают из прутка свободной ковкой, а также ковкой в штампах. Так как производство крупносерийное, то применяют двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки из штампа принимают значения   и радиусов закруглений .

 

  4.2.1 Конструирование  колеса тихоходной ступени

  Материал  сталь 45 ГОСТ4543-71

  Ширина  венца 30

  Число зубьев 43

  Длина ступицы 

  Диаметр ступицы 

  Модуль  зацепления

  Ширина  торцов венца 

  Фаски на торцах венца 

  Угол фаски 

  Толщина диска 

  

  4.2.3 Конструирование  шестерни быстроходной  ступени

  Выполняют шестерню за одно целое с валом (вал-шестерня) т.к. качество вала-шестерни выше, а стоимость изготовления ниже, чем вала и насадной шестерни. Все параметры берутся из распечатки.

 

  4.3 Конструирование крышек подшипников и стакана

  Материал для всех крышек подшипников СЧ21, для стакана – СЧ15.

  Все крышки назначаются привертными. Определяющим при конструировании крышки является диаметр отверстия в корпусе под подшипник. Наружный диаметр крышки выполняют с такими отклонениями, при которых в сопряжении с корпусом крышка образует очень малый зазор, препятствующий вытеканию масла из корпуса. При установке в крышке подшипников манжетного уплотнения выполняют расточку отверстия так, чтобы можно было выпрессовать изношенную манжету.

  4.3.1 Конструирование крышки подшипника для быстроходного вала

  Крышка  выполняется с отверстием для выходного конца вала.

  Диаметр винтов, которыми крепится крышка d=6 мм, их число z=4

  Наружный  диаметр крышки

  Толщина стенки

  Высота  фланца мм

  Толщина боковой стенки

  Высота  крышки l = 27 мм

  При сборке редуктора крышки всех подшипников должны находиться на одном уровне и иметь одну высоту. Это условие необходимо для облегчения сборки редуктора.

  4.3.2 Конструирование  стакана для быстроходного вала

  Конструкция стакана определяется схемой расположения подшипников.

  Толщина стенки

  Наружный  диаметр стакана

  Диаметр фланца мм

  Высота  фланца мм

  Высота  стакана l = 104 мм

  4.3.3 Конструирование крышки подшипника для тихоходного вала

  Крышка  выполняется глухой.

  Диаметр винтов, которыми крепится крышка d=8 мм, их число z=4

  Наружный  диаметр крышки

  Толщина стенки

  Высота  фланца мм