ВАЛ
|
n min-1
|
W рад/c
|
T Н*м
|
1
|
720
|
75,6
|
43,666
|
2
|
343,84
|
36,1
|
87,779
|
3
|
68,78
|
7,22
|
455,67
|
2.Расчет
ременной передачи.
2.1 Определяем
диаметр меньшего шкива D1 по формуле Саверина:
D1 = (115…135)
P1 –мощность двигателя
n1 –обороты двигателя
D1
= 125*=221,39
мм по ГОСТу принимаем
2.2 Определяем
скорость и сравниваем с допускаемой:
V = p*D1*n1/60 = 3,14*0,225*720/60 =
8,478 м/с
При этой скорости
выбираем плоский приводной ремень из хлопчатобумажной ткани при Vокр1 £ 20
м/с
2.3 Определяем
диаметр большего шкива D2 и
согласуем с ГОСТ:
D2
= uрем *D1*(1-e) = 2,094*225*(1-0,015) = 464,08 мм
e -коэф.
упругого скольжения
по ГОСТу принимаем D2 = 450 мм
2.4 Выбираем
межосевое расстояние aрем для плоских ремней:
(D1+D2) £ aрем £ 2,5(D1+D2)
675
£ aрем £ 1687,5
2.5 Находим угол обхвата
ремня j:
j » 1800-((D2-D1)/
aрем)*600
j » 1800-((450-225)/1000)*600
= 1800-13,20 = 166,50
j = 166,50 т.к. j ³ 1500 значит межосевое расстояние оставляем
тем же.
2.6 Определяем длину
ремня L:
L = 2*aрем +(p/2)*(D1+D2)+(D2-D1)2/
4*aрем =2*1000+(3,14/2)*(450+225)+(450-225)2/4*1000
= 3072,4 мм
2.7 Определяем частоту пробега ремня n:
n = V/L
= 8,478/3,0724 = 2,579 c-1
n £ 4…5 c-1
2.8 Вычисляем допускаемое полезное напряжение [GF]:
[GF] = GFo*Cj*CV*Cp*Cg = 1,62*0,965*0,752*1*0,9 = 1,058 Мпа
GFo –по табл П11 GFo
= 2,06-14,7*d/Dmin d/Dmin = 0,03
Cj -коэф.
угла обхвата П12 : Cj = 0,965
CV –коэф. скорости
CV = 1,04-0,0004*V2 = 0,752
Cp –коэф. режима
нагрузки П13 : Cp = 1
Cg -коэф зависящий от типа передачи и ее расположения Cg = 0,9
GFo =
2,06-14,7*0,03 = 1,62 Мпа
2.9 Вычисляем площадь
поперечного сечения ремня S:
S = b*d = Ft/[GF] = 388,09/(1,058*106)
= 0,0003668 м2
= 366,8 мм2
Ft = 2T1/D1 Ft –окружная сила T1
–момент вала дв.
Ft =
2*43,66/0,225 = 388,09 H
Найдем по таблицам П7 ширину
b = 60мм и длину d =6,5 мм
По ГОСТу S = 60* 6,5 = 390 мм2
2.10 Вычисляем силу
давления на вал F для хлопчатобумажных ремней:
F » 3Ft
F = 3*388,09 = 1164,27 H
3. Расчет редуктора.
3.1 Используя П21 и П28
Назначаем для изготовления
зубчатых колес сталь 45 с термической обработкой:
Колесо
(нормализация) Шестерня (улутшение)
НВ 180…220 НВ
240..280
G= 420 Мпа G= 600 Мпа
NHo
= 107 NHo
= 1,5*107
G=110 Мпа G=130 Мпа
Для реверсивной подачи
NFo
= 4*106 NFo
= 4*106
3.2 Назначая ресурс передачи tч ³ 104 часов находим число циклов перемены
напряжений NHE = NFE
= 60tч*n3
³ 60*104*68,78 = 4,12*107 т.к. NHE > NHO и NFE
> NFO, то значения
коэф. долговечности принимаем: KHL
= 1 и KFL = 1
Допускаемые
напряжения для колеса:
G= G*KHL = 420 МПа G= G*KFL = 110 МПа
для шестерни:
G= G*KHL = 600 МПа G= G*KFL = 130 МПа
3.3 Определения параметров передачи:
Ka = 4300 коэф. для стальных косозубых колес
Yba =
0,2…0,8 коэф. ширины
колеса Yba =
0,4
Ybd
= 0,5Yba*(uз+1) = 0,5*0,4*(5+1) = 1,2
по П25 KHb » 1,05 и так
найдем межосевое расстояние aw:
aw ³ Ka*(uз+1)= 25800*64,92-7
= 0,1679 м
по ГОСТу aw = 180 мм
3.4 Определяем нормальный
модуль mn:
mn =
(0,01…0,02)aw = 1,8...3,6 мм по ГОСТу
3.5 Обозначаем угол
наклона линии зуба b:
b = 8…200 принимаем b = 150
Находим кол-во зубьев
шестерни Z1:
Z1 = 2aw*cosb/[mn(uз+1)]
= 2*180*cos150/[2,5(5+1)] = 23,18
Принимаем Z1 = 23
Тогда Z2 = uз*Z1
= 5*23 = 115
Находим точное
значение угла b:
cosb = mn*Z1(uз+1)/2aw = 2,5*23*6/360 = 0,9583
3.6 Определяем размер окружного модуля mt:
mt = mn/cosb =2,5/cos160 35/ = 2,61 мм
3.7 Определяем делительные
диаметры d, диаметры вершин
зубьев da, и диаметры впадин df шестерни и колеса:
шестерня колесо
d1 = mt*Z1
= 2,61*23 = 60 мм d2 = mt*Z2 = 2,61*115
= 300 мм
da1 = d1+2mn
= 60+2*2,5 = 65 мм da2 = d2+2mn
= 300+5 = 305 мм
df1 = d1-2,5mn
= 60-2,5*2,5 = 53,75 мм df2 = d2-2,5mn
= 300-2,5*2,5 = 293,75 мм
d1 = 60 мм d2
= 300 мм
da1 = 65 мм da2
= 305 мм
df1 = 53,75 мм df2
= 293,75 мм
|
3.8 Уточняем межосевое
расстояние:
aw = (d1+d2)/2
= (60+300)/2 = 180 мм
3.9 Определяем ширину
венца зубчатых колес b:
b = ya*aw
= 0,4*180 = 72 мм
принимаем b2
= 72 мм для колеса, b1
= 75 мм
3.10 Определение окружной скорости передачи Vп:
Vп = p*n2*d1/60 = 3,14*343,84*60*10-3/60
= 1,08 м/с
По таблице 2 выбираем
8-мую степень точности
3.11 Вычисляем
окружную силу Ft:
Ft = Pтр/Vп = 3286/1,08 = 3,04*103 Н
Осевая сила Fa:
Fa = Ft*tgb = 3,04*103*tg160 36/
= 906,5 H
Радиальная
(распорная) сила Fr:
Fr = Ft*tga/cosb = 3040*tg200/cos160
36/ = 1154,59 H
3.12 Проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев:
ZH » 1,7 при b = 160 36/ по таб. 3
ZM = 274*103
Па1/2 по
таб. П22
ea »[1,88-3,2(1/Z1+1/Z2)]cosb = 1,64
Ze = 0,7
ZM = 274*103 Па1/2
|
Ze = == 0,78
eb = b2*sinb/(pmn)
= 72*sin160 36//3,14*2,5 = 2,62 > 0,9
по таб. П25 KHb = 1,05
по таб. П24 KHa = 1,05
по таб. П26 KHV = 1,01
коэф. нагрузки KH = KHb*KHa *KHV
= 1,11
3.13 Проверяем контактную выносливость зубьев:
GH=ZH*ZM*Ze=1,7*274*103*0,78*968,16=351,18
МПа << GHP=420МПа
3.14 Определяем коэф.
по таб. П25 KFa = 0,91
по таб. 10 KFb = 1,1
KFV
= 3KHV-2 = 3*1,01-2 = 1,03 KFV = 1,03
Коэф. нагрузки:
KF = KFa * KFb * KFV = 0,91*1,1*1,03
= 1,031
Вычисляем
эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
Z= Z1/cos3b = 23/0,9583 = 26,1
Z= Z2/cos3b = 115/0,9583 = 131
По таб. П27
определяем коэф. формы зуба шестерни Y »3,94 при Z= 26
По таб. П27
определяем коэф. формы зуба колеса Y » 3,77 при Z= 131
Сравнительная оценка
прочности зуба шестерни и колеса при изгибе:
G/Y = 130/3,94 = 33 МПа
G/Y = 110/3,77 = 29,2 МПа
Найдем значение коэф.
Yb:
Yb = 1-b0/1400 = 0,884
3.15 Проверяем
выносливость зубьев на изгиб:
GF = YF*Yb*KF*Ft/(b2mn)
= 3,77*0,884*1,031*3040/(72*2,5) = 58 МПа <<
G
4. Расчет
валов.
Принимаем
[tk]/ = 25 МПа для стали 45 и [tk]//
= 20 МПа для стали 35
4.1 Быстроходный вал
d ³ = 2,62*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ1= 28 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d
= 32 мм
принимаем диаметр
вала под подшипник d = 35 мм
принимаем диаметр
вала для буртика d = 44 мм
4.2 Тихоходный вал:
d ³ = 4,88*10-2 м принимаем по ГОСТу dВ2= 50 мм
принимаем диаметр вала под манжетное уплотнение d = 54 мм
принимаем диаметр
вала под подшипник d = 55 мм
принимаем диаметр
вала для колеса d = 60 мм
4.3 Конструктивные размеры зубчатого колеса:
диаметр ступицы d» (1,5…1,7) d = 90…102 мм
длина ступицы lcт » (0,7…1,8) d = 42…108 мм
толщина обода d0 » (2,5…4)mn
= 6,25…10 мм
Колесо изготовляем из
поковки, конструкция дисковая.
Толщина e » (0,2…0,3)b2
= 14,4…21,6 мм
4.4 Проверка прочности валов:
Быстроходный вал: G-1
» 0,43G = 0,43*820 = 352 МПа
4.5 Допускаемое напряжение
изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 72,7 МПа
4.6.1 Определяем
реакции опор в плоскости zOy :
YB = Fr/2+Fad1/4a1
= 849,2 H
YA = Fr/2-Fad1/4a1
= 305,4 H
4.6.2
Определяем реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB
= 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.6.3
Определяем размер изгибающих
моментов в плоскости yOz:
MA
= MB = 0
M= YA*a1
= 305,4*0,05 = 15,27 Н*м
M= YВ*a1
= 849,2*0,05 = 42,46 Н*м
в плоскости xOz:
MA
= MB = 0
M= XA*a1
= 1520*0,05 = 76 Н*м
4.6.4 Крутящий момент T = T2
= 87,779 Н*м
4.7 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Ми = = 87,06 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd= 5,71 МПа
tк = 16T2/(pd) = 16*87,779/(3,14*0,053753) =
2,88 МПа
4.8 Gэ111== 8,11
МПа
4.9 Тихоходный вал:
Для стали 35 по таб.
П3 при d < 100 мм GB
= 510 МПа
G-1 » 0,43G = 0,43*510 = 219,3 МПа
4.10 Допускаемое напряжение
изгиба [GИ]-1 при [n] = 2,2 Ks = 2,2 и kри = 1:
[GИ]-1 = [G-1/([n] Ks)] kри = 45,3 МПа
4.10.1 Определяем
реакции опор в плоскости yOz :
YB = Fr/2+Fad2/4a2
= 2022,74 H
YA = Fr/2-Fad2/4a2
= -869,2 H
4.10.2 Определяем
реакции опор в плоскости xOz :
XA = XB
= 0,5Ft = 0,5*3040 = 1520 H
4.10.3
Определяем размер изгибающих
моментов в плоскости yOz:
MA
= MB = 0
M= YA*a2
= -869,2*0,047 = -40,85 Н*м
M= YВ*a2
= 2022,74*0,047 = 95,07 Н*м
в плоскости xOz:
MA
= MB = 0
M= XA*a2
= 1520*0,047 = 71,44 Н*м
Крутящий момент T = T3
= 455,67 Н*м
4.11 Вычисляем суммарный изгибающий момент Ми :
Ми = = 118,92 Н*м
Значит : Gи = 32Mи/pd= 7,28 МПа
tк = 16T3/(pd) = 16*318,47/(3,14*0,0553) = 13,95
МПа
4.12 Gэ111== 28,83 МПа < 45,25 МПа
5. Расчет элементов корпуса редуктора.
Корпус и крышку редуктора изготовим литьем из серого
чугуна.
5.1 Толщина стенки
корпуса d » 0,025aw+1…5
мм = 4,5+1…5 мм
5.2 Толщина стенки крышки
корпуса d1 » 0,02aw+1…5 мм = 3,6+1…5
мм
5.3 Толщина верхнего
пояса корпуса s » 1,5d = 13,5 мм
5.4 Толщина нижнего пояса
корпуса t » (2…2,5)d = 18…22,5 мм
5.5 Толщина ребер
жесткости корпуса C » 0,85d = 7,65 мм
5.6 Диаметр
фундаментных болтов dф »
(1,5…2,5)d = 13,5…22,5 мм
5.7 Ширина нижнего
пояса корпуса К2 ³ 2,1 dф = 2,1*18 = 37,8 мм
5.8 Диаметр болтов
соединяющих корпус с крышкой dk
» (0,5…0,6)dф
5.9 Толщина пояса
крышки s1 » 1,5d1 = 12 мм
5.10 Ширина пояса соединения корпуса и крышки редуктора
около подшипников
K » 3dk = 3*10 = 30 мм
5.11 Диаметр болтов для
подшипников dkп » 0,75dф =
0,75*18 = 13,5 мм
5.12 Диаметр болтов
для крепления крышек подшипников
dп » (0,7..1,4)d = 6,3…12,6 мм
5.13 Диаметр обжимных
болтов можно принять 8…16 мм
5.14 Диаметр болтов
для крышки смотрового окна
dkc = 6…10 мм
5.15 Диаметр резьбы
пробки для слива масла
dпр ³
(1,6…2,2)d = 14,4…19,8 мм
5.16 Зазор y:
y » (0,5…1,5)d = 4,5…13,5 мм
5.17 Зазор y1:
y1 » (1,5…3)d = 13,5…27 мм
y= (3…4)d = 27…36 мм
5.18 Длины выходных
концов быстроходного и тихоходного валов:
l1 » (1,5…2)dB1 = 42…56 мм
l2 » (1,5…2)dB2 = 75…100 мм
5.19 Назначаем тип
подшипников
средняя серия для
быстроходного вала и легкая для тихоходного
d = d = 35 мм, D1
= 80 мм, T= 23 мм
d = d = 55 мм, D2
= 100 мм, T= 23 мм
размер X » 2dп, принимаем X/ = X//
= 2d= 2*10 = 20 мм
размер l=
l» 1,5 T= 1,5*23 = 35,5 мм
l= l = 8…18 мм
осевой размер глухой крышки
подшипника
l» 8…25 мм
5.20 Тихоходный вал:
a2 » y+0,5lст= 9+0,5*75 = 46,5
мм
быстроходный вал
a1 » l+0,5b1 = 12+0,5*75 = 49,5 мм
ВР = 335 мм
Lp= 470 мм
НР = 388 мм
|
5.21 Габаритные
размеры редуктора:
ширина ВР
ВР » l2+ l+2,5T+2y +lст+
l+l1 =
85+35+ 2,5*23+18+75+15+50 = 335,5 мм
Длина Lp
Lp » 2(K1+d+y1)+0,5(da2+da1)+aw
= 2(25+9+20)+0,5(305+60)+ 180 = 470 мм
Высота НР
НР » d1+y1+da2+y+t = 8+20+305+35+20 = 388 мм
6. Расчет шпоночных соединений.
6.1 Быстроходный вал dB1= 28 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 8´7
l = l1-3…10 мм
= 45 мм
lp = l-b = 45-8
= 37 мм
допускаемые
напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 100…150 МПа
Gсм » 4,4T2/(dlph)
= 53,25 МПа < [Gсм]
Выбираем шпонку 8´7´45 по СТ-СЭВ-189-75
6.2 Тихоходный вал dB2=
50 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 14´9
l = l2-3…10 мм
= 80 мм
lp = l-b =
80-14 = 66 мм
допускаемые
напряжения смятия [Gсм]:
[Gсм] = 60…90 МПа
Gсм » 4,4T3/(dВ2
lph) = 67,5 МПа
Выбераем шпонку 14´9´80 по СТ-СЭВ-189-75
6.3 Ступица зубчатого
колеса d2= 60 мм по П49 подбираем шпонку b´h = 18´11
l = lст-3…10 мм
= 70 мм
lp = l-b =
70-18 = 52 мм
допускаемые
напряжения смятия [Gсм]:
Gсм » 4,4T3/(d2
lph) = 58,4 МПа < [Gсм]
Выбераем шпонку 18´11´70
по СТ-СЭВ-189-75
7.Расчет
подшипников
7.1 Быстроходный вал
Fa = 906,5 H
FrA = = 1580,17 H
FrB = = 1741,13 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
7.2 Выбираем тип
подшипника т.к.
(Fa/FrB)*100% = (1580,17/1741,13)*100%
= 52,06% > 20…25% то принимаем радиально- упорные
роликоподшипники
7.3 Определяем осевые
составляющие реакции подшипников при е = 0,319 для средней серии при d = 35 мм:
SA = 0,83e*FrA
= 0,83*0,319*1580,17 = 418,38 H
SB = 0,83e*FrB
= 0,83*0,319*1741,13 = 461 H
7.4 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA < SB и
Fа = 906,5 > SB-SA = 42,62 H то
FaA = SA
= 418,38 H и FaB = SA+Fa = 1324,88
H (расчетная)
7.5 Долговечность
подшипника Lh:
Lh = (12…25)103
часов
V = 1 т.к.
вращается внутреннее кольцо П45
Kб = 1,6
П46
Кт = 1 П47
При FaB/VFrB = 1324,88/1*1741,13 =
0,76 > e=0,319 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,881
n = n2 = 343,84
min-1
a = 10/3
7.6 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n2Lh)1/a = 24,68 кН
7.7 По таб. П43
окончательно принимаем подшипник 7307 средней серии
d = 35 мм
D = 80 мм
Tmax = 23 мм
С = 47,2 кН
nпр >
3,15*103 min-1
7.8 Тихоходный вал
Fa = 906,5 H
FrA = = 1750,97 H
FrB = = 2530,19 H
Т.к. FrB > FrA то подбор подшипников ведем по опоре В
7.9 Выбираем тип
подшипника т.к.
(Fa/FrB)*100% = (906,5/2530,19)*100%
= 35,83 % > 20…25% то принимаем радиально- упорные
роликоподшипники
7.10 Определяем
осевые составляющие реакции подшипников при е = 0,411 для
легкой серии при d = 55 мм:
SA = 0,83e*FrA
= 0,83*0,411*1750,97 = 597,3 H
SB = 0,83e*FrB
= 0,83*0,411*2530,19 = 863,1 H
7.11 По таблице 5 находим суммарные осевые нагрузки:
т.к. SA < SB и
Fа = 906,5 > SB-SA = 265,8 H то
FaA = SA
= 597,3 H и FaB = SA+Fa = 1500,2
H (расчетная)
7.12 При FaB/VFrB = 1500,2/1*2530,19 = 0,523 > e=0,411 по таб. П43 принимаем
X = 0,4
Y = 1,459
n3 = 59,814 min-1
a = 10/3
7.13 Вычислим динамическую грузоподъемность подшипника при
Lh = 15*103часов, V=1,
Kб = 1,6, Кт = 1, a = 10/3
Стр = (XVFrB+YFaB)KбKт(6*10-5n3Lh)1/a = 13,19 кН
7.7 По таб. П43 окончательно
принимаем подшипник 7211 легкой серии
d = 55 мм
D = 100 мм
Tmax = 23 мм
С = 56,8 кН
nпр >
4*103 min-1
8. Выбор смазки.
Для тихоходных и
среднескоростных редукторов смазки зубчатого зацепления осуществляется
погружением зубчатого колеса в маслянную ванну кратера, обьем которой Vk=0,6Р3 =1,8
л. V = 1,08 м/с
Масло И-100А,
которое заливается в кратер редуктора с таким расчетом, чтобы зубчатое колесо
погрузилось в масло не более чем на высоту зуба.