 |
|
Определяем внешний делительный диаметр колеса
РАСЧЁТ ПЕРЕДАЧ
Расчет конической передачи
Выбираем материал шестерни и колеса
Выбираем [1], т. 3.3 сталь 40Х, термообработка – улучшение.
Твердость для шестерни – НВ=270.
Твердость для колеса – НВ=245.
Определяем допускаемые контактные напряжения
(2.1)
где: σH lim b – предел выносливости при симметричном цикле изгиба,
(2.2)
для шестерни 
(2.3)
для колеса 
(2.4)
где: KHL – коэффициент долговечности, принимаем KHL=1 [1] стр.53;
[SH] – коэффициент запаса прочности, принимаем [SH]=1.15 [1]
Определяем внешний делительный диаметр колеса
(2.5)
=107.1
Тогда: 
(2.6)
4. Определяем внешний окружной модуль
(2.7)
5. Определяем углы делительных конусов
6. Определяем внешнее конусное расстояние
(2.8)
7. Определяем ширину венца
(2.9)
8. Определяем внешний делительный диаметр шестерни
de1=mte . z1=4,335*17=74,695мм. (2.10)
9. Определяем средний делительный диаметр шестерни
(2.11)
10 .Определяем средний делительный диаметр колеса
(2.12)
11. Определяем средний окружной модуль зубьев
(2.13)
(2.14)
(2.15)
13. Определяем среднюю окружную скорость колес
(2.16)
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. стр.342 [1].
14. Определяем коэффициент нагрузки для контактных напряжений
КН=КНβ*КНα*КНV=1,23*1,04*1,00=1,28 (2.17)
где, КНβ – коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, принимаем КНβ=1.23 [1], т. 3.5,
КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по прямым зубьям, принимаем КНα=1,04 [1], т. 3.4,
КНV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении , принимаем КHV=1,00 [1], т. 3.6.
15. Определяем контактное напряжение
(2.18)
16. Определяем силы в зацеплении
Окружная сила:
(2.19)
Радиальная сила для шестерни равная осевой для колеса:
(2.20)
(2.21)
(2.22)
(2.23)
где: КFβ=1, [1], т. 3.7
КFV=1.375.Значение взято для 7-й степени точности. [1], т. 3.8
YF - коэффициент формы зуба.
Для шестерни: 
(2.24)
Для колеса: 
(2.25)
Следовательно YF1=3,80; YF2=3,60 [1] стр.42
18. Коэффициент учитывающий повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:
(2.26)
19. Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
(2.27)
где: n - степень точности передачи; 
=1,3 [1], с. 53.
20. Определяем допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
(2.28)
Для стали улучшенной при твердости НВ<350 
(2.29)
Для шестерни: 
Для колеса: 
Коэффициент запаса прочности:
[SF]=[SF]’*[SF]’’=1,75*1=1,75 (2.30)
[SF]’=1,75 [1], т. 3.9
[SF]’’=1 для поковок и штамповок, [1], т. 3.9
21. Определяем допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость
Для шестерни: 
Для колеса: 
Для колеса отношение: 
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное значение для него меньше.
22. Проверяем зуб колеса
2.1. Расчет поликлиноременной передачи
Рассчитаем передачу поликлиновым ремнем к смесителю, работающему в одну смены.
Дано:
1. Коэффициент режима работы [1], т. 7.4 стр 122 для смесителя Kp=0,7
2. Расчёт момента на быстроходном валу
Нм (2.2.1)
3.При значении момента 77,6 Нм в соответствии с рекомендацией принимаем ременьК.
4.Диаметр меньшего шкива по формуле
(2.2.2)
По табл. 7.14 [1] принимаем ближайший 
=D=112 мм.
5. Скорость ремня
(2.2.3)
6. Диаметр ведомого шкива
(2.2.4)
По табл.7.14 [1], принимаем 
=315 мм.
(2.2.5)
8. Определяем необходимое число клиньев (см. рис. 7.7)[1].
Из точки оси абсцисс 
проведём вертикаль до пересечения с кривой =112 мм. Из полученной точки проведём горизонталь до пересечения с кривой мощности 
. Затем из полученной точки проведём опять вертикаль до пересечения с линией 
Далее проведём горизонталь до пересечения с прямой 
=0,7. Из последней точки проведём вертикаль, которая пересечёт ось абсцисс в точке 
9. Примем окончательно четное число клиньев 
10. При 
межосевое расстояние
(2.2.6)
11. Определяем длину ремня
(2.2.7)
мм
Принимаем по [1], т. 7.13 (стр.140) Lp=1250 мм.
Условное обозначение ремня: 1250 К 2 РТМ 38-40528-74.
12. Межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня,
(2.2.8)
13. Угол обхвата на малом шкиве
(2.2.9)
14. Усилие, действующее на вал
(2.2.10)
где: 
- см. ст. 142.
15. Определяем ширину шкивов (см. табл. 7.14.[1])
(2.2.11)
(3.1)
где 
– крутящий момент на валу, = 151,2 Н×м;
[t]кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]кр = 25 МПа [1], стр. 346.
Принимаем dВ=30мм.
3. Определяем остальные диаметры и длины вала
Под уплотнение: dу=35мм. таблица 7.1 [2]
Под резьбу: dР=М39 
1,5
Под подшипники: dП=45мм.
Принимаем линейные размеры вала: L=100 мм; U=80; f=90.
4. Изображаем вал, как балку на двух опорах , рисунок 3.1.
5. Разложим силы на две плоскости.
6. Определяем реакции в опорах:
в плоскости XOY
; 
; (3.2)
; 
, (3.3)
где Fs – сила действующая на вал, Fs =1318Н;
Ft – окружная сила, Ft = 4777,3 Н.
Н;
Н.
Проверка: 
Проверка сошлась значит реакции определены правильно
в плоскости XOZ
; 
; (3.4)
; 
, (3.5)
где Fr – радиальная сила в зацеплении, Fr = 2624,7 Н;
Fx – осевая сила в зацеплении, Fx = 1708,4 Н;
dm1 – делительный диаметр шестерни, dm1 = 63,3 мм.
Н;
Н.
Проверка: 
Проверка сошлась значит реакции определены правильно
7. Определяем суммарные реакции в опорах
Н; (3.6)
Н. (3.7)
8. Определение изгибающих моментов, построение эпюры изгибающих моментов.
Нм 
Нм
Нм 
Нм 
9. Определяем максимальный суммарный изгибающий момент в точке 2
10. Определяем эквивалентный изгибающий момент
< 
мм
где 
– предел прочности при симметричном цикле нагружения,
= 60 МПа.
Проверочный расчет вала
Наметив конструкцию вала, установив основные его размеры, выполняют уточненный проверочный расчет, заключающийся в определении коэффициента запаса прочности S в опасном сечении.
Определяем коэффициент запаса прочности в опасном сечении
, (3.8)
где Ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
St – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
, (3.9)
где s–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;
ks – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
es – масштабный фактор для нормальных напряжений,
b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [2];
s0 – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;
y 
– коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла; 
[2];
sm – среднее напряжение цикла, sm =0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения
, (3.10)
где sв – предел прочности на растяжение материала вала, sв = 780 МПа [2].
МПа.
Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений
МПа. (3.11)
.
, (3.12)
где t–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;
kt – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
et – масштабный фактор для нормальных напряжений;
b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [2];
t0 – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;
yτ – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла, ym = 0,1 [2];
tm – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
МПа. (3.13)
Определяем амплитуду цикла касательных напряжений
, (3.14)
где Wk – момент сопротивления сечения кручению.
Определяем момент сопротивления сечения кручению
. (3.15)
МПа.
.
> 
.
Прочность обеспечена.
Расчетный коэффициент значительно больше допустимого вследствие того, что вал рассчитан верно.
(3.1)
где 
– крутящий момент на валу, 
= 820 Н×м;
[t]кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]кр = 35 МПа [2].
Принимаем dВ=60мм.
Под уплотнение: dу=63мм. [2], табл.7.1
Под колесо: dк=70
Под подшипники: dП=65мм.
3. Определяем линейные размеры вала
где x=8….15мм
lст=1,2*b=1,2*67=80 мм; W=60; f=100.
4. Изображаем вал, как балку на двух опорах, рисунок 3.2.
5. Разложим силы на две плоскости.
6. Определяем реакции в опорах:
в плоскости XOZ
; 
; (3.8)
; 
, (3.9)
где Fs – сила действующая на вал, Fs =1318Н;
Ft – окружная сила, Ft = 4777,3 Н.
Н;
Н.
Проверка: 
Проверка сошлась значит реакции определены правильно
; 
; (3.10)
; 
, (3.11)
где Fr – радиальная сила в зацеплении, Fr = 2624,7 Н;
Fx – осевая сила в зацеплении, Fx = 1708,4 Н;
D2 – делительный диаметр колеса, d2 = 343,3 мм.
Н;
Н.
Проверка: 
Проверка сошлась значит реакции определены правильно
7. Определяем суммарные реакции в опорах
Н; (3.12)
Н. (3.13)
8. Определение изгибающих моментов, построение эпюры изгибающих моментов.
Нм 
Нм 
Нм 
Нм 
0
9. Определяем максимальный суммарный изгибающий момент в точке 2
10. Определяем эквивалентный изгибающий момент
11. Определяем диаметр вала в наиболее нагруженном сечении (под передним подшипником)
< 
мм
где – предел прочности при симметричном цикле нагружения,
= 60 МПа.
, (3.17)
где Ss – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;
St – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.
Определяем коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям
, (3.18)
где s–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения;
ks–эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;
es – масштабный фактор для нормальных напряжений;
b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [2];
s0 – амплитуда цикла нормальных напряжений, равная наибольшему напряжению изгиба в рассматриваемом сечении;
y 
– коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла; [2];
sm – среднее напряжение цикла, sm =0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения
, (3.19)
где sв – предел прочности на растяжение материала вала, sв = 780 МПа [2].
МПа.
Определяем амплитуду цикла нормальных напряжений
МПа. (3.20)
.
, (3.21)
где t–1 – предел выносливости стали при симметричном цикле кручения;
kt – эффективный коэффициент концентрации касательных напряжений;
et – масштабный фактор для нормальных напряжений;
b – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, b = 0,95 [2];
t0 – амплитуда цикла касательных напряжений, равная наибольшему касательному напряжению в рассматриваемом сечении;
yτ – коэффициент, учитывающий влияние среднего напряжения цикла,
ym = 0,1 [2];
tm – среднее напряжение цикла, равное амплитуде цикла касательных напряжений t0.
Определяем предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
МПа. (3.22)
Определяем амплитуду цикла касательных напряжений
, (3.23)
где Wk – момент сопротивления сечения кручению.
Определяем момент сопротивления сечения кручению
. (3.24)
МПа.
.
> .
Прочность обеспечена.
Расчетный коэффициент значительно больше допустимого вследствие того, что вал рассчитан верно.
(4.1)
3. Определяем диаметры шестерни:
Определяем расстояние от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника
= 
=19+80=100 мм. (4.2)
Определяем размер между реакциями подшипников ведущего вала
Определяем межопорное расстояние враспор:
(4.3)
ΣМ x2=0 -Rx1*83+Ft*(99+83)-Fs*110=0
Проверка: ΣFy= -Rx2+Rx1-Ft –Fs =0
-2633,5+8728,8-4777,3-1318=0 Верно
Плоскость YOZ
Рис. 4.3 Схема нагружения вала в плоскости ZOY
=0
ΣM y2=0 -Ry1*83-Fr1*(99+83)+Fa1* =0
Проверка: ΣFx=- 
+ 
-Fr=0
-2479,21+5103,9-2624,7=0 Верно
5. Определяем суммарные реакции:
(4.4)
(4.5)
6. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций
S1=0,83*Rr1*e=0,83*10111,5*0,41=3440,93 H (4.6)
S2=0,83*Rr2*e=0,83*3616,8*0,41=1230,8 H (4.7)
7. Определение расчетных осевых нагрузок на подшипник
Опора 1. Ra1 =S1=3616,8 H (4.8)
Опора 2. Fa2=S1 +Fa=3616,8+1708,4=5325,2 H (4.9)
8. Рассмотрим левый подшипник
(4.10)
9. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник
Fпр2=(Rr2*x*v+Fa2*Y)*KТ*Kδ (4.11)
где Кт – температурный коэффициент, принимаем Кт=1,20 Л[1] т.9.20;
Kб – коэффициент безопасности, принимаем Кб=1,00, Л[1] т.9.19;
Fпр=(Rr2*x*v +Fa2*Y) *Кб*Кт=(3616,8*0,4*1+5325,2*1,5)*1,2*1,0=11,3 кН
10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность
подшипника (Н, кН):
< 
кН. (4.12)
(4.13)
Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.
12. Рассмотрим правый подшипник
(4.14)
13. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник
Fэк1.=Rr1*v*KТ*Kδ (4.15)
где Кт – температурный коэффициент, принимаем Кт=1,20 таблица 9.20 Л[1]
Kб – коэффициент безопасности, принимаем Кб=1,00, таблица 9.19 Л[1].
Fэк1.=Rr1*v*KТ*Kδ =10111,5*1,0*1,0*1,0=10,1 кН
10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность
подшипника (Н, кН):
< кН. (4.16)
где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 967 об/мин;
Lh10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 20000 час [2] т.13;
r – показатель степени, r = 3,33;
а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,
а1 = 1,0 [2] т.15
а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,7 [2] т.15.
(4.17)
Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.
4.2.Расчет подшипников ведомого вала
1. Выбор типоразмера подшипника
По [2], т.11 назначаем подшипники роликовые конические типа 7213 легкой серии.
d=65 мм; D=140 мм;Т=36,00 мм; С=146 кH;
C0=112 кН; e=0,34; Y=1,0;α=12˚
Назначаем установку подшипников враспор.
Рис. 4.1. Подшипники ведомого вала
2. Определяем расстояние от точки приложения реакции до дальнего торца подшипника:
(4.18)
3. Определяем диаметры шестерни:
Определяем расстояние от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника
= 
=15+80=95 мм. (4.19)
Определяем межопорное расстояние враспор:
(4.20)
4. Пересчитываем реакции в опорах.
Плоскость XOZ
Рис. 4.2 Схема нагружения вала в плоскости XOZ
ΣМ x3=0 Rx4*351-Fx*171.65-Fr*256=0
ΣМ x4=0 -Rx3*351-Fr*95+Fx*171,65=0
Проверка: ΣFy= -Rx4+Rx3-Fr=0
Верно
Плоскость YOZ
Рис. 4.3 Схема нагружения вала в плоскости ZOY
ΣM y4=0 -Ry3*351-Ft*95-Fs*115=0
Проверка: ΣFx=-Fs 
- 
+Ft=0
Верно
5. Определяем суммарные реакции:
(4.21)
6. Определяем осевые составляющие от радиальных реакций
S3=0,83*Rr3*e=0,83*1729,33*0,34=488,02 H (4.22)
S4=0,83*Rr4*e=0,83*3251,2*0,34=917,5H
7. Определение расчетных осевых нагрузок на подшипник
Опора 1. Ra3 =S3=917,5 H
Опора 2. Fa4=S3 +Fa=917,5+1708,4=2625,9 H (4.23)
8. Рассмотрим левый подшипник
(4.24)
9. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник
Fпр4=(Rr4*x*v+Fa4*Y)*KТ*Kδ (4.25)
где Кт – температурный коэффициент, принимаем Кт=1,20 таблица 9.20 Л[1]
Kб – коэффициент безопасности, принимаем Кб=1,00, таблица 9.19 Л[1].
Fпр4=(Rr4*x*v +Fa4*Y) *Кб*Кт=(3251,2*1,56*1+2625,9*1,3)*1,2*1,0=10,2 кН
10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность
подшипника (Н, кН):
< 
кН. (4.26)
(4.27)
Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.
12. Рассмотрим правый подшипник
(4.28)
13. Определяем эквивалентную нагрузку на подшипник
Fпр3.=Rr3*v*KТ*Kδ (4.29)
где Кт – температурный коэффициент, принимаем Кт=1,20 таблица 9.20 Л[1]
Kб – коэффициент безопасности, принимаем Кб=1,00, таблица 9.19 Л[1].
Fпр3.=Rr3*v*KТ*Kδ =1729,33*1,2*1,0*1,0=2,07 кН
10. Определяем требуемую динамическую грузоподъёмность
подшипника (Н, кН):
< кН. (4.30)
где n – частота вращения кольца рассчитываемого подшипника, n = 967 об/мин;
Lh10 – долговечность подшипника в часах при вероятности безотказной работы 90%, Lh10 = 20000 час [2] т.13;
r – показатель степени, r = 3,33;
а1 – коэффициент долговечности в функции необходимой надежности,
а1 = 1,0 [2] т.15
а2 – обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации, а2 = 0,7 [2] т.15.
11. Определяем расчётную действительную долговечность подшипника,ч.
(4.31)
Подобранные подшипники имеют значительный запас долговечности, что позволит им работать безаварийно на протяжении планируемого срока эксплуатации.
(5.1)
где [σсм] – допускаемое напряжение смятия. [σсм]=160 МПа, [1] стр.170.
5.1.Ведущий вал
Выбираем шпонку для соединения шкива с быстроходным валом. По [1] т. 8.9, для диаметра вала d=32мм, выбираем шпонку призматическую b h=10 8мм с глубиной паза вала t1=5мм, длину шпонки назначаем в зависимости от длины ступицы шкива по [1] т. 8.9. Принимаем l=40 мм.
Шпонка 10 8 40мм ГОСТ 23360-78.
Проверим шпоночное соединение на смятие:
σсм=105,00 Мпа<[σсм]=160 Мпа
5.2.Выходной вал
Проверяем шпоночное соединение коническое колесо вал. По [1] т. 8.9 для диаметра вала d=60 мм, выбираем шпонку призматическую b h=18 11 с глубиной паза вала t1=7,0 мм, длину шпонки назначаем в зависимости от длины ступицы колеса по [1] т. 8.9. Принимаем l=90мм.
Шпонка 18 11 90мм ГОСТ 23360-78.
Проверим шпоночное соединение на смятие:
σсм=94,91 Мпа<[σсм]=160 Мпа
, (7.1)
Принимаем d = 8 мм [1].
Определяем толщину стенки крышки
мм. (7.2)
Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой корпуса
мм. (7.3)
Определяем толщину ребра в сопряжении со стенкой крышки
мм.
Определяем толщину фланца корпуса и крышки
мм. (7.4)
Определяем толщину подъемных ушей корпуса
мм. (7.6)
Определяем толщину подъемных ушей крышки
(7.5)
Определяем толщину подъемных ушей крышки
мм. (7.7)
Определяем диаметр фундаментных болтов
мм (7.8)
Принимаем d1 =16 мм. Принимаем 4 фундаментных болта [2].
Определяем толщину фундаментных лап
м (7.9)
мм (7.10)
Принимаем болты М12.
Определяем диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой
мм (7.11)
Принимаем винты М10.
Определяем диаметр крепления торцовых крышек подшипников и крышки смотрового отверстия
мм. (7.12)
Принимаем болты М8.
Принимаем отжимные болты М8 [2].
Определяем диаметр пробки для выпуска масла
мм. (7.13)
Принимаем болты М16
Определяем диаметр прилива подшипникового узла
(7.14)
Определяем расстояние от стенки корпуса до края фланца фундаментных лап
мм (7.15)
Определяем расстояние от стенки до края фланца по разъему корпуса и крышки
у подшипников 
мм. (7.16)
у основания 
мм (7.17)
Определяем расстояния от стенки корпуса до оси болтов
(7.18)
(7.19)
(7.20)
Определяем размеры, определяющие положение болтов d2
мм, (7.21)
мм (7.22)
Определяем расстояния между осями болтов для крепления крышки редуктора
к корпусу 
мм. (7.23)
к корпусу в месте приливов подшипниковых гнёзд 
(7.24)
Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по диаметру
мм. (7.25)
Определяем наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса по торцам
мм.
По полученным размерам выполняются рабочие чертежи корпуса и крышки.
Рис.7.1.Конструкция стаканов и крышек.
©2015 arhivinfo.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.