Проектування приводів

Размещено на http://allbest.ru

ЗМІСТ

1. ЗАВДАННЯ ТА ПОЧАТКОВІ ДАНІ

2. ОПИС РОБОЧОЇ ТРАНСПОРТУЮЧОЇ МАШИНИ

3. ПОПЕРЕДНІЙ ВИБІР ТЯГОВОГО ОРГАНА

4. ПРОЕКТУВАННЯ ВАНТАЖОНЕСУЧОГО ОРГАНА

5. ШВИДКІСТЬ КОНВЕЄРА

6. Розрахунок лінійних навантажень

7. ВИБІР КОЕФІЦІЄНТІВ ОПОРУ РУХУ

8. Сила мінімального натягу тягового органа

9. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ВЕДУЧОГО ОРГАНА привода

10. КОЕФІЦІЄНТ КОРИСНОЇ ДІЇ ПРИВОДА

11. Тяговий розрахунок конвеєра

12. ПЕРЕВІРКА ВИБОРУ ТЯГОВОГО ОРГАНУ

13. ДІАГРАМА НАТЯГУ ТЯГОВОГО ОРГАНУ

14. КОМПЛЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ

15. СИЛОВІ ТА КІНЕМАТИЧНІ ПАРАМЕТРИ ВАЛІВ

16. розрахунок відкритої косозубою циліндричної передачі

17. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДНОГО ВАЛА

18. ПРОЕКТУВАННЯ КОЛЕСА ВІДКРИТОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

19. КОНСТРУЮВАННЯ ПІДШИПНИКОВИХ ВУЗЛІВ ПРИВОДНОГО ВАЛА

20. ПРОЕКТУВАННЯ ВЕДУЧОГО ОРГАНА ПРИВОДА

ИСТОЧНИКИ



1. ЗАВДАННЯ ТА ПОЧАТКОВІ ДАНІ

1. Транспортований вантаж та його характеристики. конвеєр транспортує готові вироби. Маса вантажу m=1,2 кг, розміри: довжина l = 1100 мм, ширина b = 480 мм, висота h = 800 мм. Вантаж орієнтовано за типом В - шириною в напрямку руху.

2. Тип робочої транспортної машини (РТМ) - військовий горизонтально-замкнутий двоцентрик. Тип опорного органа - К - крюк (стержні прямолінійної, криволінійної чи ламаної форми).

3. Продуктивність РТМ Q_Z = 670 шт/год.

4. Типи обов'язкових елементів привода. Привод включає: плоскопасову передачу, редуктор циліндричний двоступеневий Ц2УН, відкриту косозубу циліндричну передачу.

5. Траса конвеєра та її розміри. Схема траси конвеєра показана на рисунку 1.1.

Рисунок 1.1 Схема траси

6 Розміри траси: L₁ = 40 м, L₂ = 15 м

2. ОПИС РОБОЧОЇ ТРАНСПОРТУЮЧОЇ МАШИНИ

Конвеєр передбачається встановити між пошив очним цехом та складом готової продукції. Траса конвеєра горизонтально замкнута. Траса включає горизонтальну та вертикальну ділянки.

Довжина вантажної ділянки:

L_B = 40+40+15+15 = 110 м.

Повна довжина периметра:

L_П = L_B•2 = 110•2 = 220 м.

Тип ходових елементів КР - кочення на рамках з підшипником кочення.

3. ПОПЕРЕДНІЙ ВИБІР ТЯГОВОГО ОРГАНА

За масою вантажу m = 1,2 кг, конвеєр відноситься до легкого типу.

За довжиною периметра L_П = 220 м - конвеєр відноситься до важкого типу.

За максимальним кутом нахилу = 0 - до легкого типу.

За сукупністю факторів конвеєр відноситься до середнього типу. Попередньо рекомендується застосувати тяговий цеп типу М2 або М3 з кроком 63-200 мм. Вибрано цеп М56-2-100 типу М2 з кроком t = 100 мм, розривною силою [F] = 56000 Н, масою одного метра цепу m₁ = 3,15 кг.

4. ПРОЕКТУВАННЯ ВАНТАЖОНЕСУЧОГО ОРГАНА

Вантажонесучим органом конвеєра служить візок на вертикальній каретці, схема якого показана на рисунку 4.1

Вихідні дані: розміри вантажу - довжина l = 1100 мм, ширина b = 480 мм, висота h = 800 мм; маса вантажу m = 1,2 кг.

Тип опорного органа - крюк К, тип орієнтації вантажу В - шириною напрямку руху. Розміри опорного елемента:

B = l + 2 ? _П,



де _П - позиційний припуск, для опорних органів типу крюк _П=50 - 150 мм, для легкого вантажу прийнято _П = 100 мм

В = 480 + 2 ? 100 = 680 мм.

Рисунок 4.1 Схема вантажонесучого органа двоцепного візкового горизонтальнозамкнутого конвеєра

Крок вантажних позицій для опорного органа типу К:

р_B = (1,5…2) · b = 1,75 · 480 = 840 мм, приводиться до ближчого більшого значення, кратного подвоєному кроку цепу. Крок цепу в розділі 3: t=100 мм, прийнято крок вантажних позицій р_В = 1000 мм.

Висота вантажонесучого органа:

мм,

де h₀ - розмір вантажу, який по орієнтації, встановленій в розділі 1,

h₀ = 800 мм.

, прийнято Н = 950 мм.



Відстань між зірочками:

мм.

Маса опорного органа: m_П = 0.

Маса осі:

кг.

Маса кронштейна:

кг.

Лінійне навантаження ходових частин:

,

де m₁ - маса одного метра цепу, прийнята в розділі 1, m₁ = 3,15 кг/м.

.

5. ШВИДКІСТЬ КОНВЕЄРА

1. Розрахунок швидкості РТМ. Швидкість конвеєра, м/с

м/с.

2. Вибір номінальної швидкості конвеєра. Вибране ближче до розрахункового стандартне значення швидкості V = 0,18 м/с.

3. Перевірка відхилення швидкості від стандартної



6. Розрахунок лінійних навантажень

1. Лінійне навантаження ходових частин визначено в розділі 4.

q₀ = 172,705 Н/м

2 Лінійне навантаження вантажу

Н/м.

7. ВИБІР КОЕФІЦІЄНТІВ ОПОРУ РУХУ

1. Вибір коефіцієнтів опору руху на прямолінійних ділянках. Для опорних елементів типу КР коефіцієнт опору руху с = 0,08.

2. Вибір коефіцієнтів натягу на криволінійних ділянках: Коефіцієнт натягу на криволінійних ділянках для кутів повороту траси цепного конвеєра К = 1,08.

8. Сила мінімального натягу тягового органа

Сила мінімального натягу тягового органа

,

де К_СК - коефіцієнт складності траси, К_СК = 8…10, прийнято К_СК = 7;

[s] - коефіцієнт запасу міцності, [s] = 6,5;

z_ц - кількість цепів, z_ц = 2.

Н,

прийнято більше з отриманих значень F_MIN = 1000 Н.

9. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ВЕДУЧОГО ОРГАНА привода

Кількість зубців приводної зірочки

,

де р - крок зачеплення, р = t = 100 мм

, прийнято z = 18

Діаметр ділильного кола приводної зірочки:

мм.

10. КОЕФІЦІЄНТ КОРИСНОЇ ДІЇ ПРИВОДА

Коефіцієнт корисної дії привода орієнтовно визначається

,

де z_{P -} кількість передач в редукторі, заданий двоступеневий циліндричний редуктор Ц2УН, для двоступеневого редуктора z_P = 2;

z_ч - кількість черв'ячних передач, в зв'язку з тим, що в завданні в якості обов'язкових елементів відсутня черв'ячна передача, z_ч = 0.

= 0,84 0,97² = 0,79

11. Тяговий розрахунок конвеєра

Натяг в характерних точках траси

12. ПЕРЕВІРКА ВИБОРУ ТЯГОВОГО ОРГАНУ

Умовою правильності вибору тягового органу є

,

де К_Н - коефіцієнт нерівномірності розподілу натягу між цепами, для двоцепного колискового конвеєра К_Н = 1,1…1,25, прийнято К_Н = 1,2;

z_ц- кількість цепів, в конвеєрах, які є двоцепними, z_ц = 2;

F_MAX - найбільше зусилля натягу тягового органа, визначене в тяговому розрахунку 12, F_MAX = 2745,83 Н;

[s] - коефіцієнт запасу міцності, для конвеєрів з просторовою трасою або трасою, яка має вертикальні ділянки [s] = 6;

[F] - розривна сила, яка встановлена при виборі тягового органу в розділі 3, [F] = 56000 Н.

, таким чином, тяговий орган вибрано вірно.

13. ДІАГРАМА НАТЯГУ ТЯГОВОГО ОРГАНУ

Діаграма натягу показана на рисунку 14.1

Рисунок 14.1. Розімкнута діаграма натягу тягового органа

14. КОМПЛЕКТУВАННЯ ПРИВОДУ

1. Розрахункова потужність двигуна

,кВт

де F_H - натяг тягового органа в точці набігання на ведучий елемент;

F₁ - натяг тягового органа в точці збігання з ведучого елемента.

кВт

2 Вибір електродвигуна. Попередньо вибрано електродвигун ближчої більшої номінальної потужності 4А63В2У3 номінальної потужності Р_Н = 0,55 кВт, частотою обертання n_Е=1390 хв^-1 (з врахуванням того, що в обов'язкові елементи привода включено редуктор циліндричний двоступеневий), з коефіцієнтом пускового моменту К_П = 2,0, маховим моментом Т_М = 0,005 Нм².

Пускова потужність:

,

де Р_М - потужність для компенсації махового моменту першого вала привода:

,

Р_і - потужність для компенсації інерції ходових частин конвеєра:

,

де L_П і L_В - довжини периметра та вантажної ділянки конвеєра в розділі 2;

[P] - допустима короткочасна пускова потужність двигуна:

[P] = К_П · Р_Н = 2,0 ? 0,55 = 1,1 кВт.

кВт.

кВт

Р = 0,3977 + 0,127 + 0,164 = 0,68 < [P] = 1,1 кВт, таким чином двигун вибрано вірно.

3. Частота обертання ведучого елемента. Частота обертання ведучої зірочки:

, хв^-1,

хв^-1.

4. Загальне передаточне число привода

.

5. Вибір комплектуючих привода. Згідно з завданням привод комплектується в послідовності від двигуна до приводного вала: плоскопасовою передачею, циліндричним двоступеневим редуктором типу Ц2УН, відкритою косозубою циліндричною передачею.

Ряди передаточних чисел:

редуктора Ц2УН 8; 10; 12,5; 16; 20; 25; 31,5; 40; 50;

відкритої косозубої циліндричної передачі 1; 1,25; 1,6; 2; 2,5; 3,15; 4; 5; 6,3; 8; 10; 12,5.

За умовою комплектування привода вибрано передаточні числа: редуктора Ц2УН u_P = 40, відкритої циліндричної косозубої передачі u_B = 4. Тоді передаточне число плоскопасової передачі: .

Обертальний момент на приводному валу:

Нм.



Обертальний момент на тихохідному валу редуктора:

Нм.

По умові Т_Т[T_T] вибрано редуктор Ц2УН-125-40 з ближчим більшим значенням допустимого обертального моменту [T_T] = 500 Нм та передаточним числом u_P = 40.

6. Схема привода. Схема привода показана на рисунку Х.1.

Рисунок 14.1 Схема привода

1- електродвигун 4А63В2У3;

2- плоскопасова передача;

3- редуктор Ц2УН-125-40;

4- відкрита косозуба циліндрична передача;

5- приводний вал

15. СИЛОВІ ТА КІНЕМАТИЧНІ ПАРАМЕТРИ ВАЛІВ

1. Частоти обертання валів:

хв^-1;

хв^-1;

хв^-1;

хв^-1

2. Потужності, які передаються валами:

кВт;

кВт;

кВт;

кВт

3. Обертальні моменти на валах:

Нм;

Нм;

Нм;

Нм

16. розрахунок відкритої косозубою циліндричної передачі

1 Початкові дані. Обертальний момент на валу шестерні

Т₁ = Т_III = 235,16 Нм

Обертальний момент на валу колеса

Т₂ = Т_IV = 876,877 Нм

Частота обертання шестерні

n₁ = n_III = 23,96 хв^-1

Передаточне число передачі

u = u_B = 4

2. Вибір матеріалів для виготовлення зубчатих коліс. Для виготовлення шестерні вибрано сталь 40ХН покращену з границею міцності _В = 790 МПа, границею текучості _Т = 540 МПа, мінімальною твердістю за Брінеллем НВ₁ = 235 одиниць, для виготовлення колеса вибрано сталь 30ХГС нормалізовану з границею міцності _В = 790 МПа, границею текучості _Т = 640 МПа, мінімальною твердістю за Брінеллем НВ₂ = 215 одиниць, що забезпечує більшу міцність шестерні.

3. Розрахунок допустимих напружень:

· Допустимі контактні напруженняж

,

де _HlimB - границя контактної витривалості, МПа;

s_H - коефіцієнт безпеки, коефіцієнт безпеки по контактних напруженнях при нормалізації і покращанні s_H=1,1.

Для шестерні МПа,

МПа.

Для колеса МПа,

МПа.



· Допустимі напруження згину

,

де _FlimB - границя витривалості на згин, МПа;

s_F - коефіцієнт безпеки по напруженнях згину, прийнято s_F = 1,7.

Границя витривалості на згин

для шестерні МПа,

МПа;

для колеса МПа,

МПа.

4. Визначення кількості зубців шестерні. Мінімальна кількість зубців шестерні

.

Прийнято ближче ціле число зубців z₁ = 30.

5. Визначення кількості зубців колеса. Кількість зубців колеса

.

6. Попередній вибір кута нахилу зубців. Кут нахилу зубців косозубої циліндричної передачі попередньо вибирається в межах 8 - 15, прийнято = 10.



7. Розрахунок коефіцієнта форми зуба: Коефіцієнт форми зуба:

,

де z_V - еквівалентне число зубців:

,

z - фактичне число зубців.

Для шестерні:

;

.

Для колеса:

;

.

8. Вибір об'єкта розрахунку: Розрахунок на згин виконується для тієї з деталей передачі - шестерні чи колеса, для якої відношення буде меншим.

;

.

Оскільки відношення менше для шестерні, то об'єктом розрахунку є шестерня, Y_F = Y_F1 = 3,81; z = z₁ = 30; T = T₁ = 235,16 Нм; [_F] = [_F]₁ = 291,17 МПа.

9. Визначення коефіцієнтів кута нахилу зубців та відносної ширини за модулем: Коефіцієнт кута нахилу зубців

.

Коефіцієнт відносної ширини за модулем для косозубих циліндричних передач _bm = 15…40, прийнято _bm = 20.

10. Розрахунок модуля зачеплення

,

де К_F - коефіцієнт навантаження по напруженнях згину, попередньо

К_F = 1,5…1,7, прийнято К_F =1,6.

мм.

11. Вибір стандартного модуля: Прийнято ближче більше стандартне значення нормального модуля

m_n = 2,5 мм.

12. Розрахунок колового модуля:

мм.

13. Визначення розрахункового значення міжосьової відстані:

мм.



Вибрано ближче більше стандартне значення міжосьової відстані a = 200 мм вантаж електродвигун конвеєр

14. Корекція кута нахилу зубців. Уточнене значення кута нахилу зубців:

.

15. Розрахунок основних розмірів зубчатої передачі:

Ділильні діаметри: шестерні

мм;

колеса

мм.

Перевірка міжосьової відстані

мм.

Діаметри кіл вершин:

шестерні

мм;

колеса



мм.

Діаметри кіл впадин:

шестерні

мм;

колеса

мм.

Ширина колеса

мм, що відповідає стандартному значенню;

Шестерні мм, що відповідає стандартному значенню.

17. Уточнення коефіцієнтів навантаження: Коефіцієнт навантаження по контактних напруженнях:

,

коефіцієнт навантаження по напруженнях згину:

,

де К_Н, К_F - коефіцієнти, які враховують розподіл навантаження між зубцями;

К_Н, К_F - коефіцієнти розподілу навантаження по ширині вінця;

К_НV, К_FV - коефіцієнти динамічності навантаження.

Колова швидкість

м/с.

Діаметральний коефіцієнт відносної ширини

.

Складові коефіцієнтів навантаження

К_Н = 1,05; К_F = 1,13; К_Н = 1,03; К_F = 1,031,1 = 1,13; К_НV = 1, К_FV = 1,1.

Коефіцієнти навантаження

К_Н = 1,051,031 = 1,0815; К_F = 1,131,131,1 = 1,404.

18. Перевірка напружень згину: Перевірка виконується згідно з вибраним об'єктом розрахунку для колеса:

МПа.

МПа, що гарантує міцність на згин.



19. Перевірка контактних напружень

,

де К_а =8500 (для косозубих передач).

МПа,

що на перевищує найменші допустимі контактні напруження.

Для виконання умови контактної міцності необхідно збільшити ширину колеса до b₂=78 мм.

Тоді:

МПа.

Таким чином, остаточна ширина колеса b₂ = 78 мм.

20. Розрахунок сил в зачепленні: Колова сила:

Н.

Радіальна сила:

,

де - кут зачеплення,

= 20;

Н

Осьова сила:

Н.

17. ПРОЕКТУВАННЯ ПРИВОДНОГО ВАЛА

1. Початкові дані: Обертальний момент на приводному валу Т = Т_IV = 876,877 Нм.

2. Вибір матеріалу для виготовлення вала та розрахунок допустимих напружень: Для виготовлення вала вибрана сталь 30 нормалізована з границею міцності _В = 790 МПа, границею текучості _Т = 640 МПа, мінімальною твердістю НВ = 215.

Допустимі напруження кручення:

МПа.

3. Розрахункова схема вала

· Схема навантаження вала

Рисунок 18.1. Розрахункова схема вала

Розрахункова схема вала показана на рисунку 18.1 На вал діють: обертальний момент Т = Т_IV = 876,877 Нм; сили в зачепленні F_t = 6172,17 H; F_r = 2388,63 H; F_a = 2234,32 H; сили від натягу тягового органа в точці набігання на ведучий елемент приводу F_Н = 2745,83 Н; в точці збігання F₁=1000 Н.

Сила від натягу тягового органа, яка діє на приводний вал:

Розрахунок діаметра вихідного кінця вала:

Діаметр вихідного кінця вала:

мм, прийнято d_B = 55 мм.

· Лінійні розміри вала:

мм, прийнято стандартне значення l₁ = 125 мм.

мм, прийнято стандартне значення l₂ = 150 мм.

Згідно з завданням B = 680 мм, згідно з розділом 17:

r = 0,5d₂ = 0,5330,2 = 165,1 мм.

4. Схема діаметрів вала. Схема діаметрів показана на рисунку 18.2.

Рисунок 18.2. Схема діаметрів вала



Проектування діаметрів вала.

Діаметр вихідного кінця вала d_B = 55 мм. Діаметр першого переходу між вихідним кінцем та посадочним місцем під підшипник:

d_B1 = 1,1•d_B = 1,1•55 = 60,5 мм, прийнято d_B1 = 62 мм.

Діаметр вала під підшипник: d_П>d_B1, d_П = 65 мм. Діаметр переходу між посадочним місцем під підшипник та посадочним місцем під приводну зірочку:

d_B2 = 1,1•d_П = 1,1•65 = 71,5 мм, прийнято d_B2 = 73 мм. d_B3>d_B2, прийнято d_B3=75 мм.

18. ПРОЕКТУВАННЯ КОЛЕСА ВІДКРИТОЇ ЗУБЧАТОЇ ПЕРЕДАЧІ

1. Розрахунок розмірів колеса: Довжина ступиці:

мм, прийнято l_C = 70 мм.

Діаметр ступиці:

мм, прийнято

d_C = 95 мм.

Ширина пояска:

мм, прийнято = 10 мм.

Діаметр виточки:

мм, прийнято

d₀ = 310мм.

При співвідношенні:

формується диск між ступицею та вінцем, товщина якого мм.

мм, прийнято b_Д =17 мм.

Діаметр кола отворів: мм, прийнято D₀ = 205мм.

Діаметр отворів: мм, прийнято d_om=165 мм.

2. Перевірочний розрахунок шпонкового з'єднання: Розміри перерізу шпонки для діаметра вала d_B = 55 мм; ширина шпонки b_П = 16 мм; висота h = 6 мм.

Довжина шпонкового паза за умовою зрізу:

,

де [] -допустимі напруження на зріз для шпонок; для шпонок загального призначення [] = 100 МПа

мм.

Довжина шпонкового паза за умовою зминання:

,

де [] -допустимі напруження на зминання для шпонок; для шпонок загального призначення [] = 80 МПа;

t₁- висота виступу шпонки з вала: t₁ = 0,39h=0,396 = 2,34 мм.

мм, прийнята довжина шпонки l_П =190 мм, що перевищує довжину ступиці l_C =70 мм, тому прийнято l_C = 190 мм.



19. КОНСТРУЮВАННЯ ПІДШИПНИКОВИХ ВУЗЛІВ ПРИВОДНОГО ВАЛА

1. Вибір та розрахунок підшипників вала:

Початкові дані: Діаметр посадочної ділянки вала d_П = 65 мм.

Осьова сила в передачі: F₀ = F_a = 2234,32 H.

Частота обертання вала: n = n_IV = 5,99 хв^-1.

2. Вибір підшипника та його характеристик:

Для конвеєра типу ВД необхідно перевірити кут нахилу осі вала в опорі:

радіан, тому непотрібно використовувати сферичні підшипники. На вал діє осьова сила F_а від відкритої косозубої циліндричної передачі, для посадочного діаметра d_П = 65 мм, вибрано радіально-осьовий підшипник 200.13, для якого динамічна вантажопідйомність С = 44000 Н, статична - С₀=34000 Н, зовнішній діаметр D = 120 мм, ширина В_П = 23 мм.

3. Конструювання елементів підшипникового вузла

· Розрахунок болтів для кріплення корпусів підшипників:

Внутрішній діаметр різьби:

,

де F_t - колова сила у відкритій зубчатій передачі, F_t = 6172,17 Н; F_Г - горизонтальна сила, що діє на корпус від відкритої зубчатої передачі,



,

F_r, F_a - радіальна та осьова сили в зачепленні, F_r = 2388,63 Н; F_а = 2234,32 Н; F_H, F₁ -сили від натягу тягового органа в точках набігання та збігання,

F_H = 2745,83 H; F₁ = 1000 H;

Н;

[_P] -допустимі напруження на розтяг, ,

де _Т - границя текучості матеріалу, з якого виготовлено болти;

[s] - коефіцієнт запасу , [s] = 1,4…6,5; прийнято [s] = 4,3.

Для виготовлення болтів вибрана сталь 40ХН з границею текучості _Т=540 МПа.

МПа.

мм.

Вибрана різьба з ближчим більшим внутрішнім діаметром D_М = М16 (внутрішній діаметр d₁ = 11,869 > 11,835 мм).

· Конструювання корпуса підшипника: Вибір болтів для кріплення кришок до корпуса d_М. При номінальному діаметрі D = 120 мм вибрано шість болтів М10.

Висота лап: h = (0,35…0,15) D = 0,3D = 0,3120 = 36, прийнято h=36 мм.

Діаметр отворів в лапах: d_ОТ = (0,25…0,15) D = 0,2D = 0,2120 = 24 мм, прийнято ближче більше до діаметра різьби D_M = 16 мм , d_ОТ = 18 мм.

Зовнішній діаметр кришки: D_Ф = D + 4d_M = 120 + 410 = 160 мм.

Діаметр кола отворів для кріплення кришок: D_Б = 0,5 (D_Ф+D) = 0,5 (160+120) = 140 мм.

Довжина лап: L = D_Ф + 4d_ОТ = 160 + 422 = 232 мм.

Відстань між отворами для болтів: L₁ = D_Ф + 2d_ОТ = 160 + 218 = 196 мм.

· Вибір типу та розмірів ущільнень: Вибрано ущільнення за допомогою гумових манжет, розмір сторони перерізу манжети b_M = 10 мм при діаметрах валів від d₁ = 62 мм, до d₂ = 73 мм.

· Конструювання кришок корпусів підшипників:

Товщина фланця:

b_Ф = (0,15…0,05) D = 0,12D = 0,12130 = 14,4 мм;

прийнято b_Ф = 15 мм.

Висота центрувального буртика:

мм.

Найменша товщина кришки: t = 2…4 мм, прийнято t = 3 мм.

Найменша відстань між елементами кришки та підшипником: = 2…4 мм; прийнято = 3 мм.

Товщина центрувального буртика приймається в діапазоні 2…10 мм, прийнято - 7 мм.

Діаметр отворів в фланцях більший на 1…2 мм від різьби болтів для кріплення кришок d_M = 10 мм, прийнято діаметр отворів 12 мм.

Ширина контактної поверхні кришки:

b₀ = t + b_M = 3 + 10 = 13 мм.



Загальна товщина кришки:

b_K = b₀ + = 13 + 3 = 16 мм.

· Конструювання кінцевої шайби

Діаметр шайби:

D_K = 1,25d_B = 1,2562 = 77,5 мм;

прийнято D_K = 78 мм.

Діаметр болта для кріплення шайби:

d_MK = (0,1…0,2) d_B = 0,15d_B = 0,1565 = 9,3 мм,

прийнята ближча метрична різьба М10.

Діаметр штифта:

d_Ш = 0,6d_MK = 0,69,3 = 5,58 мм,

прийнято d_Ш = 6 мм.

Товщина шайби:

t_K = 0,7d_MK = 0,79,3 = 6,51 мм,

прийнято t_K = 7 мм.

Міжцентрова відстань болта для кріплення кришки та штифта не більше 0,33d_B, але не менше 1,5d_MK , прийнято 0,33?62 = 20,46 >1,5?9,3 = 13,95 мм, прийнята міжцентрова відстань 21 мм.



20. ПРОЕКТУВАННЯ ВЕДУЧОГО ОРГАНА ПРИВОДА

Довжина ступиці:

L_C = (1…1,5) d_В3 = 1,25?75 = 93,75 мм,

прийнято L_C =95 мм.

Діаметр ступиці:

D_C = 1,5d_В3 + 10 = 1,5?75 + 10 = 122,5 мм,

прийнято D_C=125 мм.

Товщина диска:

В_Д = (0,25…0,35) d_В3 8 мм 0,9 В_ВН.,

де В_ВН - внутрішня ширина цепу, для тягового цепу М56 В_ВН = 23 мм.

В_Д = 0,3?75 = 22,5 мм 8 мм 0,9 В_ВН = 0,9?23 = 20,7 мм,

прийнято В_Д = 24 мм.

Діаметр ділильного кола: d_Д = 574,713 мм, крок цепу t = 100 мм та кількість зубців зірочки z = 18 визначено в розділі 10.

Зовнішній діаметр диска:

d₀ = d_Д - (h_П + 2),

де h_П - ширина пластини, h_П = 30 мм.

d₀ = 574,713 - (30 + 2) = 542,713 мм, прийнято d₀ = 543 мм.



Діаметр кола отворів:

D₀ = 0,5 (d₀ + D_C) = 0,5 (543 + 125) = 334 мм,

прийнято D₀ = 334 мм.

Діаметр отворів в дисках:

d_ОТ = 0,25 (d₀ - D_C) = 0,25 (543 - 125) = 104,5мм,

прийнято d_ОТ = 105 мм.

Діаметр кола вершин:

мм.

Радіус закруглення вершини зуба:

r₀ = t - 0,5D_Ц,

де D_Ц - діаметр ролика, для тягового цепу М56 типу 2 D_Ц = 21 мм.

r₀ = 100 - 0,5?21 = 89,5 мм, прийнято r₀ = 90 мм.

Кут дотичної до вершини зуба при z = 16…22, прийнято = 26.



ДЖЕРЕЛО

1. Проектування приводів: навч. посібник / І.М. Пастух.- Хмельницький: ХНУ, 2013.- 243 с.\

Размещено на Allbest.ru

...