--PAGE_BREAK--3
. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Принимаем однорядную роликовую цепь.
Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:
Z5=29-2u=29−2•4,03=20,94
принимаем z5=21
Определим число зубьев большей звёздочки
Z6=z5•uцеп=21•4,03=84,63
принимаем z6=85
Фактическое передаточное число:
u΄цеп= z6/z5=85/21=4,048
отклонение составляет 0,44%
По табл 7.18 [ 4 ] по величине n2= =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=30 МПа
Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:
Кд=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;
Кс=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);
КΘ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60є);
Крег=0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);
Кр=1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).
Коэффициент эксплуатации
Кэ= Кд •КΘ •Крег •Кр •Кс =1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8
Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи
Рц≥2,8
Где момент на ведущей звездочке: Т2= 163,3 Н·м
По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами Аоп=179,7 мм2; q=2,6 кг/м
Проверяем условие п3≤п3maxпо табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п1ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140
Определяем среднюю скорость цепи
υ=(р •z1•ω3)/(2π)=(25,4•10-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с
Окружную силу, передаваемую цепью:
Ft.ц=P2/ υ=2392/1,244=1922 Н.
Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:
pц=FtКэ/Аоп=1922•1,8/179,7=19,26 МПа
Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [pц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие pц
Принимаем межосевое расстояние:
ацеп=40р=40•25,4=1016 мм.
длина цепи в шагах
lр=2а +0,5(z5+z6)+р(z6−z5)2/(4•a•π2)=
2•40+0,5(21+85)+(85−21)2/(3,142•4•40)=135,6
Принимаем lр=136.
Уточненное значение межосевого расстояния арс учетом стандартной длины цепи lр.
ац=0,25t[(lр— W) + ],
где
w= 0,5(z5+z6)= 0,5 • (85 + 21) = 53
у= (z6−z5)/2π= (85− 21) /(2•3,14)= 10,2
ацеп=0,25•25,4[(136−53) + ] =1021 мм
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
dд5=t/sin(180є/z5)=25,4/sin(180є/21)=170,42,6 мм
dд6=t/sin(180є/z6)=25,4/sin(180є/85)=687,39 мм
Диаметры наружных окружностей звездочек при d1=15,88мм – диаметр ролика цепи :
Dе5=t(ctg(180є/z5)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180є/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм
Dе6=t(ctg(180є/z6)+0,7) – 0,31d1=25,4(ctg(180є/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм
Сила действующая на цепь:
окружная Ft.ц= 1922 Н.
центробежная Fv= υ2• q=2,6•1,2442=4,0 Н
от провисания цепи при коэффициенте провисания кf=1,4 при угле наклона передачи 60є
Ff= 9,81 кf• q• ацеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н
Расчетная нагрузка на валы:
Fв.ц= Ft.ц+2• Ff=1922+2•36,5=1995 Н
Коэффициент запаса прочности:
Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s> [ s] выполняется.
4.
ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение
Ведущий вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение
У выбранного электродвигателя диаметр вала dдв= 32 мм
Принимаем dв1=dдв =32 мм
Под подшипники принимаем dп1==35 мм
Шестерню выполняем за одно целое с валом.
Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение
Принимаем dB2=40 мм.
Диаметр под подшипниками dп2=45 мм.
Диаметр вала под зубчатым колесом dk2=50 мм.
Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.
5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА
Вал – шестерня
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:
Конструкционные размеры зубчатого колеса
Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:
Диаметр ступицы колеса
Dст2=1,6dк2=1,6∙50=80 мм
Длина ступицы колеса:
Lст2=(1,2…1,5) dk2=(1,2…1,5)∙50=60…75мм
Принимаем Lст2= 60 мм
Толщина обода
Принимаем σ0=8 мм
Толщина диска
Принимаем С=14 мм.
6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем δ=8 мм
Принимаем δ0=8 мм
Толщина поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса крышки
b=1,5δ=1,5∙8=12мм
b1=1,5δ=1,2∙8=12мм
Нижнего пояса корпуса:
р=2,35∙δ=2,35∙8=18,8мм
Принимаем р=20мм
Диаметр болтов:
фундаментных
d1=(0.03...0.036)∙aw+12=(0,03…0,036)∙112+12=15,36...16,032мм,
принимаем болты с резьбой М16;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
d2=(0,7...0,75) d1=(0,7…0,75)∙16=11,2...12мм,
принимаем болты с резьбой М12;
соединяющих крышку с корпусом
d3=(0,5…0,6) d1=(0,5…0,6)∙16=8…9,6мм,
принимаем болты с резьбой М8
7. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА
Первый этап компоновки редуктора проводим для приближенного обозначения положения зубчатых колес относительно опор для определения опорных реакций и подбора подшипников.
Компоновочный чертёж выполняем в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора в масштабе 1:1.
Примерно по середине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии aw=112 мм.
Вычерчиваем упрощенную шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом: длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.
Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:
принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса
А1=1,2∙ δ=1,2∙8=10 мм;
2)принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= δ =8 мм;
3)принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.
Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии: габариты подшипника выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников:
Таблица 3 — Предварительный подбор подшипников для валов редуктора.
Вал
Условное обозначение подшипника
d
D
B
Грузоподъёмность, кН
Размеры, мм
Сr
С
ведущий
207
35
72
17
25,5
13,7
ведомый
209
45
85
19
33,2
18,6
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем пластичный смазывающий материал, так как попадание масленых брызг на подшипники ведущего вала затрудненно. Для предотвращения вытекания и выливания пластичного смазывающего материала жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяется по размеру У=12 мм.
Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=54,5 мм, на ведомом l2=55,5 мм.
Принимаем l1= l2=55 мм.
8. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ДЛЯ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
Из расчетов и компоновки: Ft=1750 Н, Fr=660 Н, Fа=481 Н, l1=l2=55 мм,
d1=37,33 мм, d2= 186,67 мм.
Ведущий вал
Определяем предварительно консольную нагрузку от муфты, действующую на выходном конце вала (табл. 6.2./2/):
Fм=80=80 =466 Н
Принимаем lм=65 мм.
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (рис.7.1) Опору, воспринимающую внешнюю осевую силу обозначаем символом 2.
Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости хzот силы Ft:
Н;
Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси У в характерных сечениях:
МУ1= МУА= МУ2=0; МУВ= R1Хּl1= 875·0,055=48 Нּм
Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости хyот сил FrиFа:
∑ МХ1=0; R2yּ2 l1 — Frּl1 — Fа= 0,
∑ МХ2=0; — R1yּ2l1 + Frּl1– Fа= 0,
Н.
Н,
Проверка:
∑Fy=0; R2У + R1У — Fr1= 248+412−660= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов:
МХ1=МХ2=0; МХВЛ =R1yl1 =248 ּ0,055=13,6 Нּм;
МХВл = R1yּl1 + Fа·d1/2=248ּ0,054 +481·0,03733/2=22,7 Нּм
Определяем реакции опор от силы Fм:
∑М1=0; — Fмּlм+ R2мּ2ּl1=0;
∑М2=0; — Fм(lм+2ּl1)+R1мּ2ּl1=0;
Н;Н.
Проверка:
∑Х=0; R1м+ Fм– R2м= 466+275 –741= 0.
Строим эпюру изгибающих моментов МFмв характерных сечениях:
МА= М1=0; М2= Fм ּlм= 466ּ0,065= 30,2 Нּм;
МВ = Fрּ(lр+ l1)−R1мּl1= 466ּ(0,065+ 0,055)−741 ּ0,055= 15,1 Нּм
Строим эпюру крутящих моментов: Мк=Т1=34 Нּм.
Определяем суммарные радиальные опорные реакции. Так как направление действия силы Fмнеизвестно, то принимаем случай, когда реакции от действия силы Fмсовпадают по направлению с суммарными реакциями опор от действия силы в зацеплении зубчатой передачи:
Н,
Н.
Для принятого подшипника 207 Сr=25,5 кН и С0=13,7 кН
Определяем отношение Rа/Со=481/13700=0,035 (коэффициент осевого нагружения е=0,24 по табл.9.2 /2/). Для подшипника 2, воспринимающего внешнюю осевую нагрузку отношение Rа/Rr2=481/1242=0,387 > е=0,24, то принимаем коэффициент радиальной нагрузки Х=0,56 и коэффициент осевой нагрузки Y=1,92.
Принимаем коэффициенты:
V=1 – коэффициент вращения внутреннего кольца подшипника;
Кδ =1,2 – коэффициент безопасности при легких толчках (табл. 9.4 /2/);
Кτ =1 – коэффициент температурныйt
Определяем эквивалентные нагрузки:
Re2=(Rr2ּVּХ+ RаּY)ּКδּКτ =(1242·1ּ0,56+ 481ּ1,92)1,2ּ1=1943 H
Re1=Rr1·VּКδּКτ =1651∙1∙1,2ּ1=1981 H.
Определяем расчетную долговечность наиболее нагруженного подшипника 1:
20ּ103 ч,
ч.
Долговечность подшипников соблюдается.
продолжение
--PAGE_BREAK--