При монтаже передачи
необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на
шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных
ремней.
2.8.
Определение угла обхвата меньшего шкива
, (2.11)
где α1 –
угол обхвата меньшего шкива;
d1 – диаметр меньшего шкива, мм;
d2 – диаметр большего шкива, мм;
ар – межосевое
расстояние, мм.
=161,43º
2.9.
Определение необходимого числа ремней
,
(2.12)
где Р - требуемая
мощность электродвигателя, кВт;
Р0 – мощность
допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;
СL – коэффициент, учитывающий влияние
длины ремня;
Ср – коэффициент
режима работы;
Сα –
коэффициент угла обхвата;
Сz – коэффициент учитывающий число
ремней в передачи
=3,04
Принимаю число
ремней Z=3
2.10.
Определение натяжения ветви ремня
(2.13)
где Р – из
формулы 1.3
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
θ -
коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2
θ=0,18.
Расчетная
скорость ремня
(2.14)
где υ –
скорость ремня, м/с;
d1 – диаметр меньшего шкива, м;
ω1 – угловая
скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).
=4,625 м/с
=226,32 Н
2.11.
Определение силы, действующей на валы
, (2.15)
где Fв – сила действующая на валы, Н;
F0 – натяжение ветви ремня, Н;
Z – число ремней;
α1 – угол
обхвата меньшего шкива.
=1340,13 Н
2.12.
Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80
, (2.16)
где В – ширина
обода шкива, мм;
Z – число ремней.
=
=63 мм
Принимаю шкивы
клиноременной передачи из СЧ15
3.
Расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании
на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор
материала произвожу со средним механическими характеристиками.
Принимаю материал
Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230
3.1.
Допускаемое контактное напряжение
,
(3.1)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
GHlimb – предел контактной
выносливости при базовом числе циклов;
КНL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности.
GHlimb=2НВ+70,
(3.2)
Для шестерни
,
(3.3)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
НВ – твердость
шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=481 МПа
Для колеса
,
(3.4)
где - допускаемое контактное
напряжение МПа;
НВ2 – твердость
шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=427 МПа
Расчетное
допускаемое напряжение
,
(3.5)
Требуемое условие
=408,6 МПа
3.2.
Определение межосевого расстояния
,
(3.6)
где - межосевое расстояние, мм;
Ка =43;
ир – передаточное
число редуктора (из стандарт. ряда);
Т2 – вращающий
момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Кнв –
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
колеса;
ψва –
коэффициент ширины венца,
Принимаю ψва=0,25
по ГОСТ2185-66;
Кнв=1,2.
=184,47мм
3.3.
Определение нормального модуля зацепления
mn=(0.01-0.02)· , (3.7)
где mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм (из формулы
3.6).
mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.
Принимаю
межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм
Принимаю mn=3,5 мм
3.4.
Определение числа зубьев шестерни и колеса
Предварительно принимаю
угол наклона зубьев β=10°
,
(3.8)
=21,2
Принимаю число
зубьев шестерни z1=20
z2= z1 ·up, (3.9)
z2= 20 ·3,55=71
Уточнение
значения угла наклона зубьев.
,
(3.10)
где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;
mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм.
=0,884
3.5.
Основные размеры шестерни и колеса
Диаметры
делительные
(3.11)
где d1-делительный диаметр шестерни, мм.
=79 мм
(3.12)
где d2 – делительный диаметр колеса, мм.
=281мм
Проверка ==180 мм (3.13)
Диаметры вершин
зубьев
dа1 = d1+2· mn,
(3.14)
где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни,
мм.
dа1 =71+2·3,5=78 мм
dа2 = d2+2· mn,
(3.15)
где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни,
мм.
dа2 =281+2·3,5=288 мм
Диаметры впадин
шестерни и колеса.
df1 = d1-2,5· mn,
(3.16)
где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.
df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм
df2 = d2-2,5· mn ,
(3.17)
где df2 – диаметр впадин колеса, мм.
df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм
Ширина колеса
b2 = ψba·aω ,
(3.18)
где b2 – ширина колеса, мм;
- межосевое расстояние, мм;
ψва – коэффициент
ширины венца.
b2 = 0,25·180=45 мм
Ширина шестерни
b1= b2 +5 мм, (3.19)
где b1 – ширина шестерни, мм;
b2 – ширина колеса, мм.
b1= 45 +5=50 мм
3.6.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
,
(3.20)
где ψbd – коэффициент ширины шестерни;
b1 – ширина шестерни, мм;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=0,63
3.7.
Определение окружной скорости колес
,
(3.21)
где υ –
окружная скорость колес, м/с;
ω2 - угловая
скорость, рад/с;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=1,303 м/с
3.8.
Определение коэффициента нагрузки
Кн= Кнβ·
Кнα· Кнυ, (3.22)
Кн= 1,02· 1· 1,05
=1,071
3.9.
Проверка контактного напряжения
, (3.23)
где σH – контактное напряжение, МПа;
- межосевое расстояние, мм;
Т2 – вращающий
момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
КН – коэффициент
нагрузки;
– передаточное число редуктора.
=383,5 МПа
Примечание ,
Условие прочности
выполнено
3.10.
Действующие силы в зацеплении
Окружная ,
(3.24)
где Ft – окружная действующая сила, Н;
Т1 – вращающий
момент быстроходного вала редуктора, Н·м;
d1 – делительный диаметр шестерни, мм.
=2756,96 Н·м
Радиальная ,
(3.25)
где Fr – радиальная действующая сила, Н;
α – угол
зацепления в нормальном сечении принимается 20°;
β – угол наклона
зубьев по расчету.
=1134,9 Н·м
Осевая Fa= Ft ·tgβ,
(3.26)
где Fа – осевая действующая сила, Н.
Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м
3.11
Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба
, (3.27)
где σF – выносливость зубьев, МПа;
Ft – окружная действующая сила, Н;
mn – нормальный модуль зацепления, мм.
Коэффициент
нагрузки
КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38;
(3.28)
YF – коэффициент учитывающий форму зуба
и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ
У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;
У колеса Zυ2=Z2/Cos3 β=71/0,993=73,17=73;
Коэффициенты YF1=4,09 и YF2=3,61;
Определение
коэффициентов YВ и КF2
, (3.29)
=0,94
,
(3.30)
где ε2 –
коэффициент торцового перекрытия, ε2 =1,5;
n – степень точности колес.
=0,916=0,92
Допускаемое
напряжение при проверке на изгиб
, (3.31)
где допускаемое напряжение на изгиб, МПа;
- предел контакта выносливости, МПа;
- коэффициент безопасности.
Коэффициенты
безопасности
=,
По таблице
3.9.Л.1. =1,75 для стали 45
улучшенной;
=1,0 для штамповок и отливок.
==1,75
Допускаемые
напряжения
для шестерни - формула (3.31);
для колеса - по формуле (3.31).
=237 МПа
=206 МПа
Определяем
отношение /YF
для шестерни /YF1;
для колеса /YF2.
/YF1=237/4,09=57,9 МПа
/YF2=206/3,61=57 МПа
Дальнейший расчет
веду для зубчатого колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем
прочность зуба колеса.
,
=72,69 МПа
72,69 МПа≤206
МПа
Условие выполнено
4. Предварительный
расчет валов редуктора
Предварительный расчет проводят на кручение по
пониженным допускаемым напряжением.
4.1.
Диаметр выходного конца вала редуктора (ведущий – быстроходный вал)
, (4.1)
где dB1 - выходной конец вала редуктора;
Tk1 - крутящий момент, Н·м;
[ τ ] - допускаемое напряжение на
кручение, МПа.
Так как ведущий
вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи, допускаемое
напряжение на кручение принимается [ τк ]
=29,47 мм
Принимаю dB1=30 мм
На выходной конец
вала насаживается шкив ременной передачи. Принять диаметр вала под манжетное
уплотнение dВ1у (необходимо оставить
высоту буртика ≈ 1…3 мм для упора торца шкива ременной передачи).
dВ1y= dB1+2 мм=30+2=32 мм
Шестерня
выполняется за одно целое с валом.
4.2.
Диаметр выходного конца вала (ведомый-тихоходный вал редуктора)
, (4.2)
где dВ2 - Диаметр выходного конца вала.
=40,45 мм
Так как редуктор
соединен муфтой с валом барабана ленточного конвейера, то необходимо
согласовать диаметры выходного конца вала барабана и редуктора.
Принимаю dВ2 =45 мм
Принимаю:
1.
диаметр
вала под манжетное уплотнение dВ2у =45
мм;
2.
диаметр
вала под подшипник dВ2n =50 мм;
3.
диаметр
вала под посадку ступицы зубчатого колеса dk2=55 мм
диаметры
остальных участков валов назначить исходя из конструктивных соображений при
компоновке редуктора.
Рис. 4.2.
Вал-шестерня
5.
Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняю
за одно целое с валом, ее размеры, которые были определены выше.
d1=79 мм; da1=78 мм; df1=62,25 мм; b1=50 мм;
d2=281 мм; da2=288 мм; df2=272,25 мм; b2=45 мм.
5.1.
Диаметр ступицы
dст=1,6·dК2, (5.1)
где dст – диаметр ступицы , мм;
dК2 – диаметр колеса, мм.
dст=1,6·55=88 мм
5.2.
Длина ступицы
lст = (1,2-1,5) ·dк2, (5.2)
где lст – длина ступицы, мм.
lст = (1,2-1,5) ·55=66-82,5 мм
Из конструктивных
соображений принимаю lст =50 мм
5.3.
Определение толщины обода колеса
δ= (2,5-4)· mn, (5.3)
где δ -
толщина обода, мм.;
mn – нормальный модуль, мм.
δ= (2,5-4)·
3,5=8,75-14 мм
Принимаю
δ=14 мм
5.4.
Принять толщину диска
с = 0,3·b2, (5.4)
где с – толщина
диска, мм;
b2 – толщина колеса, мм.
с = 0,3·40=12 мм
Диаметр отверстий
в диске конструктивно, но не менее 15 -20мм.
Принимаю 20 мм
6.
Конструктивные размеры корпуса редуктора
Корпус и крышку
редуктора изготовить литьем из серого чугуна
6.1.
Толщина стенок корпуса и крышки
Для стенок
корпуса
δ = 0,025 ·
аω + 1, (6.1)
где δ –
толщина стенок корпуса, мм;
аω – межосевое расстояние, мм.
δ = 0,025 ·
аω + 1=0,025·180+1=5,5 мм
Для стенок крышки:
δ 1 = 0,02 ·
аω + 1, (6.2)
где δ1-толщина
стенок крышки, мм.
δ 1 = 0,02 ·
180 + 1=3,6 мм
Принимаю δ 1
=8 мм, δ =8 мм
6.2.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
Для верхнего
пояса корпуса:
В = 1,5 · δ,
где В – толщина
верхнего пояса, мм.
В = 1,5 · 8=12 мм
Для пояса крышки
В1 = 1,5·δ1,
(6.3)
где δ1 –
толщина нижнего пояса крышки, мм.
В1 = 1,5·8=12 мм
6.3.
Толщина нижнего пояса корпуса редуктора
Р = 2,35 · δ.
(6.4)
Р = 2,35 · 8=18,8
мм
Принимаю Р =19 мм
6.4.
Толщина ребер жесткости корпуса редуктора
m =(0,85÷1)·δ, (6.5)
где m – толщина ребер основания корпуса,
мм.
m =(0,85÷1)·8=6,8÷8 мм
Принимаю m =8 мм
6.5.
Диаметр фундаментных болтов
d1=(0,03÷0,036) · аω + 12, (6.6)
d1=(0,03÷0,036) · 180 + 12=16,8÷17,76
мм
Принимаю резьбу
болта М20 по ГОСТ 9150 – 59
6.6.
Ширина нижнего пояса корпуса редуктора (ширина фланца для крепления редуктора к
фундаменту)
К2 > 2,1·d1, (6.7)
К2 >
2,1·20=40,2 мм
Из конструктивных
соображений принимаем 41 мм
6.7.
Диаметр болтов, соединяющих корпус с крышкой редуктора
d3= (0,5÷0,75)·d1, (6.8)
Страницы: 1, 2, 3
|