Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
Федеральное агентство по образованию
Российской Федерации
ПРИВОД ВЕДУЩИХ КОЛЕС ТЕЛЕЖКИ МОСТОВОГО КРАНА
Расчетная работа по теории механизмов и машин
2007
Содержание
1. Задание
. Кинематический и силовой расчёт привода
.1 Выбор электродвигателя
.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач
.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
3. Расчёт зубчатых колёс редуктора
3.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
.2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи
.3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи
. Расчет цепной передачи
. Конструктивные размеры колеса и шестерни
.1 Шестерня
.2 Колесо
. Конструктивные размеры корпуса редуктора
. Расчёт параметров цепной передачи
. Первый этап компоновки редуктора
. Проверка долговечности подшипников
9.1 Подшипники ведущего вала
9.2 Подшипники ведомого вала
. Второй этап компоновки редуктора
. Проверка шпоночных соединений
.1 Шпоночные соединения на ведущем валу
.2 Шпоночные соединения на ведомом валу
. Вычерчивание редуктора
. Посадки основных деталей редуктора
. Выбор сорта масла
. Сборка редуктора
Литература
1. Задание
По заданию 5 и варианту 2 для схемы привода, изображенного на рисунке, решить задачи:
- Выбрать асинхронный двигатель;
Вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;
Рассчитать зубчатую коническую передачу;
Рассчитать цепную передачу;
- вал электродвигателя асинхронный; 2 - вал ведущей шестерни; 3 - вал ведомой шестерни; 4 - ось ведущих колес; 5 - корпус редуктора; 6 - подшипники; 7,8 - ведущее и ведомое соответственно звездочки цепной передачи; 9 - цепь; 10 - электродвигатель; 11 - колесо ведущее; 12 - рельс.
Рисунок 1 - Схема привода
Крутящий момент на ведомой звездочке цепной передачи Т4 и угловая скорость вращения этой звездочки ω4 равны соответственно 160 Нм и 2,7 рад/с.
Расчетный срок службы редуктора 10 лет при двухсменной работе.
Кратковременные перегрузки не превышают двукратную номинальную нагрузку.
2. Кинематический и силовой расчет привода
.1 Выбор электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя
P ==, (2.1)
где Р4 - мощность на ведомой звездочке (на выходе привода), кВт;
- КПД привода.
, (2.2)
где - соответственно КПД муфты, зубчатой конической, цепной передач и пары подшипников качения.
Руководствуясь рекомендациями /1, с.30/, принимаем .
После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода
и требуемую мощность электродвигателя
Pтр кВт.
С учётом требуемой мощности Ртр = 0,488 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Рн = 0,55 кВт /2, с.390/. Для двигателя недогрузка составляет (0,488- 0,55)•100% /0,55=11,25%.
Для двигателей мощностью 0,55 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения nн: 682,5, 900, 1390,5, 2745 об/мин.
Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода iср, вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной, зубчатой и цепной передач соответственно iср з=5, iср ц=5/2, с.7/. После перемножения получим в результате iср=5•5=25.
При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его ведомого вала об/мин потребуется двигатель с частотой вращения n=icp•n4=25• 25,783= 644.575 об/мин.
Окончательно выбираем /2, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4А80B8 со следующими параметрами:
номинальная мощность Рн= 0,55 кВт;
номинальная частота вращения nн= 682,5 об/мин;
отношение пускового момента к номинальному Тn/Тн=1,6.
.2 Передаточное отношение привода и отдельных его передач
Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода n1=nн
общ= n1: n4= nн : n4 (2.3)
Расчет по формуле (2.3) дает iобщ= 682,5 : 50= 26,47.
Примем /2, с. 6/ передаточные отношения:
для зубчатой конической передачи - iз= 5,5.
Тогда на долю цепной передачи остается передаточное отношение
iц= iобщ: iз = 26,47 : 5,5= 4,813.
Проверка iобщ= 5,5•4,813= 26,47 убеждает в правильности вычислений.
.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
Частоты вращения валов:
n1=nн=682,5 об/мин;
n2=n1=682,5 об/мин;
n3=n2:iз=682,5 : 5,5=124,09 об/мин;
n4=n3:iц=124,9 : 4,813=25,78 об/мин.
Угловые скорости валов:
;
Мощности на валах привода:
1=Pтр=0,488 кВт;
P2=P1•ηм=0,488•0,99=0,483 кВт ;
P3=P2•ηз•ηп=0,483•0,97•0,99=0,464 кВт;
P4=P3•ηц•ηп =0,464•0,94•0,99=0,432 кВт.
Примечание. Здесь и далее мощность действующую на первом валу, принимаем за номинальную для использования в перспективе двигатель на полную мощность.
Моменты на валах привода:
1=P1: ω1=0,488•103:71,47=6,829 Н•м
T2=P2: ω2=0,483•103:71,47=6,758 Н•м
T3=P3: ω3=0,464•103:12,994=35,708 Н•м
T4=P4: ω4=0,432•103:2,699=160,059 Н•м
Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя)
max= Tn=2 Tn /см.пункт 2.1.3/.
Номинальной мощности двигателя Pн=0,55 кВт соответствует номинальный момент
н=Pн: ω1=0.55•103:71,47=7,695 Н•м.
Отсюда T1max=2 Tn=2•7,695=15,391 Н•м
Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности (см. пункт 2.3.4), в T1max: T1=15,391: 7,695 =2 раза.
Исходя из этого соображения, получаем:
1max= T1•2=6,829•2=13,658 Н•м
T2max= T2•2=6,758•2=13,516 Н•м
T3max= T3•2=35,708•2=71,416 Н•м
T4max= T4•2=160,059 •2=320,118 Н•м
Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 - Частоты вращения, скорости, мощности и моменты на валах привода.
|
№ вала по рис. 1.1 |
n,об/мин |
ω, рад/с |
P, кВт |
T, Н•м |
T max, Н•м |
|
1 |
682,5 |
71,47 |
0,488 |
6,829 |
13,658 |
|
2 |
682,5 |
71,47 |
0,483 |
6,758 |
13,516 |
|
3 |
124,09 |
12,994 |
0,464 |
35,708 |
71,416 |
|
4 |
25,78 |
2,699 |
0,432 |
160,059 |
320,118 |
3 Расчёт зубчатых колёс редуктора
.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колес назначаем малолегированную конструкционную сталь 40Х по ГОСТ 4543 - 71. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием ) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с. 34/:
Шестерня Колесо
Твердость НВ 270…300 НВ 245…260
Предел текучести , не менее 690 МПа 540 МПа
Предел прочности , не менее 930 МПа 830 МПа
Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/
[]=; (3.1)
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
КHL - коэффициент долговечности;
[SH] - коэффициент безопасности.
Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2, с. 27/
= 2HB + 70. (3.2)
Коэффициент долговечности /2, с. 33/
КHL= , (3.3)
где NHO - базовое число циклов;
NHE - эквивалентное число циклов перемены напряжений.
Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов NHO= 107 /2, с. 33/.
Эквивалентное число циклов /3, с.184/
= 60•с•n•t, (3.4)
Где с - число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;- частота вращения этого колеса, об/мин;
t - срок службы передачи в часах.
Для шестерни и для колеса с = 1, n2= 682,5 об/мин, n3= 124,09 об/мин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены - 8 часов, получим t =250•2•8•10=40000 часов.
Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно:
NHЕ2=60•1•682,5•40000 164•107,
NHЕ3=60•1•124,09•40000 30•107.
Без вычислений видно по формуле (3.3), что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как NHЕ2 > NHO и NHЕ3 > NHO. В таком случае следует принимать KHL= 1 /2, с. 33/.
Если взять [SH]З = 1,15 /2,c. 33/ то расчет по формуле (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно
В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость /2, с. 35/
(3.5)
при соблюдении условия
,
где и - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (3.1), МПа;
- меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (3.5), МПа.
Расчет по формуле (3.5) дает для пары . Условие выполняется, так как 219,15 < 1,23•487=599.
Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из улучшенной стали, зависит от предела текучести и вычисляется по формуле:
= 2,8· (3.6)
При = 540 МПа /минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1/
= 2,8·540= 1512 МПа.
Допускаемые напряжения при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с. 190/
(3.7)
Где sFlim - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствую - щий базовому числу циклов;
KFL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;
KFC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья /в случае реверсивной передачи/;
[SF] - допускаемый коэффициент безопасности /запаса прочности/.
По рекомендации /2, с.43…45/ берем:
для нормализованных и улучшенных сталей = 1,8НВ;
при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, KFC= 1;
для остальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [SF]= 1,75.
Коэффициент долговечности /3, с. 191/
КFL= , (3.8)
Где m - показатель корня;
NFO - базовое число циклов;
NFE - эквивалентное /действительное/ число циклов.
Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент m равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается NFO=4•106.
Для обоих колес NFE имеет те же численные значения, что и NHE /см. пункт 3.1.2/. Оба эти значения /для шестерни - 164•107, для колеса - 30•107/ больше NFO=4•106. Поэтому принимается коэффициент долговечности KFL= 1.
Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса
Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350
(3.9)
Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала /см.пункт 3.1.1/ дает для шестерни и колеса соответственно
.2 Расчет геометрических параметров конической зубчатой передачи
Межосевое расстояние конической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с. 32/
(3.10)
где Кa - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колес соответственно;
u - передаточное число зубчатой пары;
Т3 - момент на колесе /на большем из колес/, Н•м;
КHb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемое контактное напряжение, МПа;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Передаточное число u=i3=5,5 /передача понижающая/, а момент Т3=35,708 Н•м. Допускаемое напряжение = 219,15 МПа вычислено в пункте 3.1.2.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию = 0,25 возьмем по рекомендации /2, с.33/, рассматривая коническую прямозубую передачу.
Каждое колесо передачи расположено несимметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно КHb =1,15 .
В итоге расчет по формуле (3.10) дает
Межосевое расстояние округляем до стандартного значения = 125 мм /2, с.36/.
Нормальный модуль /2, с.36/ mn= (0,01…0,02)•= (0,01…0,02)•125= (1,25…2,5) мм. Из стандартного ряда модулей /2, с.36/ берем mn= 2 мм.
Для конической передачи назначим предварительно угол наклона b = 35° /2,с. 48/.
Тогда число зубьев шестерни
Примем z2= 16, тогда число зубьев колеса z3= z2•u=16•5,5=88.
Фактическое передаточное отношение iЗ=u=zзуб:z2=88 : 16 = 5,5 , т.е. не отличается от принятого ранее в подразделе 2.2.
Уточненное значение
Оно соответствует b=15°.
При обработке шестерни с числом зубьев z2=16 подрезание исключается, так как условие неподрезания /2,с.38/ zmin=17•cos2b<z2=16 соблюдено, что видно без расчета.
Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно
мм, мм.
Правильность вычислений подтверждается проверкой:
мм.
Диаметры вершин зубьев
a2=d2+2mn=38,46 + 2•2=42,46 мм, da3=d3+2mn=211,54 + 2•2=215,54 мм.
Ширина колеса
2=yba•a=0,25•125=31,2531 мм.
Шестерню возьмем шире колеса на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни b3=b2 + +5=31 + 5 = 36 мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру ybdзуб=b3 :d3=36 : 215,54= =0,167.
.3 Проверочный расчет прочности зубьев конической передачи
Расчетное контактное напряжение для конических прямозубых передач /2, с. 31/
, (3.11)
где KH - коэффициент нагрузки;
b - ширина колеса расчетная /наименьшая/.
Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.
Окружная скорость колес
м/с.
При такой скорости назначаем восьмую степень точности /2,с.32/.
Коэффициент нагрузки /2,с.32/ при проверочном расчете на контактную прочность
= KHa • KHb • KHn , (3.12)
где К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;b - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба /по ширине венца/;n - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /динамический коэффициент/.
По рекомендациям /2, с.39,40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:
KHa = 1,09 при окружной скорости Jт=1,5 м/с и восьмой степени точности;
KHb = 1,04 при значении коэффициента ybd4=0,25 , твердости зубьев менее НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор;
KHn = 1 при окружной скорости J<5 м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.
Расчет по формуле (3.12) дает КH= 1,09• 1,04• 1= 1,133.
Ширину колеса b = 36 мм, рассматривая по-прежнему коническую пару. Момент на колесе Т3= 35,708 Н•м /см.раздел 2/.
Расчет по формуле (3.11) дает
Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом Т3max= 71,416 Н•м дает
Напряжения изгиба зубьев прямозубых конических колес при проверочном расчете на выносливость вычисляются по формуле /2,с.46/
(3.13)
где Ft - окружная сила, Н;
КF - коэффициент нагрузки;
YF - коэффициент формы зуба;
Yb - коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых;
KFa - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
B - ширина колеса, находящаяся в зацеплении /минимальная/, мм;
mn - модуль нормальный, мм.
В зацеплении колес тихоходной передачи действуют следующие силы /2,с.158/:
окружная Н;
радиальная Н;
осевая Н.
Коэффициент нагрузки /2,с.43/
= KFb * KFn , (3.14)
где KFb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;n - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /коэффициент динамичности/.
Примем KFb= 1,05 /2,с.43/ с учетом, что твердость колес менее НВ 350, коэффициент yba=0,25<0,4 , а колесо расположено несимметрично относительно опор.
Назначим KFn = 1,1 , учитывая дополнительно, что окружная скорость J=1,5 м/с < 3м/с, а степень точности принята восьмая.
Тогда по формуле (3.14) KF = 1,05 • 1,1 = 1,155.
Без расчетов, руководствуясь только рекомендацией /2, с.47/, возьмем KFa=0,92.
Коэффициент Yb определим по формуле /2,с.46/
/Здесь b° - вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в градусах./
Коэффициент формы зуба YF для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2,с.46/, которое составляет
для шестерни
для колеса
Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2,с.42/ YF2=3,61 , YF3= 3,60.
Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно
,
Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений МПа и МПа.
Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы FtТ, рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках
.
После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба
,
.
Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений МПа и МПа.
Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи, обоснованные в результате расчетов, сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Геометрические параметры колеса тихоходной зубчатой передачи
|
Параметры |
Шестерня |
Колесо |
|
Межосевое расстояние, мм |
125 |
|
|
Нормальный модуль, мм |
2 |
2 |
|
Угол наклона зубьев, град |
15° |
75° |
|
Число зубьев |
16 |
88 |
|
Направление зубьев |
правое |
левое |
|
Делительные диаметры, мм |
38,46 |
211,54 |
|
Диаметры вершин зубьев, мм |
42,46 |
215,15 |
|
Ширина венцов колес, мм |
36 |
31 |
4. Расчет цепной передачи
4.1 Для большей компактности передачи будем подбирать для нее двухрядную роликовую цепь
Для расчета приняты следующие исходные данные :
вращающий момент на ведущей звездочке Т3=35,708 Н•м;
частота вращения ведущей звездочки n3=124,09 об/мин;
передаточное число передачи uц=iц=4,813 , поскольку передача
понижающая (см, подраздел 2,2);
передача расположена с наклоном линии центров звездочек менее 60°;
смазка цепи периодическая;
натяжение цепи регулируется периодически перемещением одной из звездочек;
кратковременные перегрузки достигают 200% от номинальной агрузки;
работа привода двухсменная.
4.2 Число зубьев ведущей звездочки /2, с. 148/
Z3ц=31- 2•uц=31-2•4,813=21.374@21.
Число зубьев ведомой звездочки
Z4=Z3ц•uц=21•4,813=101,073=101.
4.3 Шаг роликовой цепи в миллиметрах ориентировочно вычисляются по формуле /2, с. 149/
(5.1)
где Т1 - вращающий момент на ведущей звездочке, Н*м;
КЭ - расчетный коэффициент нагрузки /эксплуатационный коэффициент/;
z1 - число зубьев ведущей звездочки;
[P] - допускаемое давление в шарнире цепи, МПа;
m - число рядов цепи.
Ранее уже определялись: Т1=Т3=35,708 Н•м; z3ц=21; m= 2.
Расчетный коэффициент нагрузки /2,с.149/
КЭ= Кд•Ка•Кн•Кр•Ксм•Кп , (5.2)
где Кд - динамический коэффициент;
Ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;
Кн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров передачи;
Кр - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;
Ксм - коэффициент, учитывающий способ смазывания передачи;
Кп - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи /коэффициент сменности/.
С учетом кратковременно действующих перегрузок примем Кд=1,25 /2, с. 149/. Возьмем Ка= 1 , приняв межосевое расстояние aц=40t /2, с.150/. Для принятого в пункте 4.1 угла наклона линии центров передачи менее 60° возьмем Кн=1 /2, с.150/.
Примечание - Значение коэффициентов Ка и Кн приняты условно, так как полностью передачу мы не конструируем и поэтому компоновка не выявляет обоснованные данные для их назначения.
Для принятого способа регулирования натяжения цепи /см. пункт 4.1/ коэффициент Кр= 1,25 /2, с.150/. Для периодической смазки возьмем Ксм=1,4 /2,с.150/. При работе в две смены Кп=1,25 /2, с.150/.
Расчет по формуле (4.2) дает
КЭ= 1,25•1•1•1,25•1,4•1,25=2,73.
Поскольку шаг цепи еще неизвестен, то возьмем пока ориентировочно, руководствуясь лишь частотой вращения малой звездочки n3= 124,09 об/мин, допускаемое давление в шарнирах цепи [P]=27 МПа /2, с.150/. Число рядов цепи m=2 принято ранее.
Расчетный шаг цепи по формуле (5.1)
.4 Ближайшие по шагу стандартные двухрядные роликовые цепи имеют нижеследующие характеристики /2, с.147/
|
Обозначение цепи по ГОСТ 13568-75 |
2ПР-15,875-45400 |
2ПР-19,05-72000 |
|
Шаг t, мм…………………………………... |
15,875 |
19,05 |
|
Разрушающая нагрузка Q не менее, кН…. |
45,4 |
72,0 |
|
Масса одного метра цепи q, кг/м………… |
1,9 |
3,5 |
|
Площадь шарнира /проекция опорной поверхности шарнира/ Аоп, мм2………….. |
140 |
211 |
|
Габаритная ширина цепи b, мм………….. |
41 |
54 |
|
Расстояние между рядами А, мм………… |
16,59 |
25,50 |
|
Расстояние изнутри между пластинами одного ряда Ввн, мм……………………….. |
9,65 |
12,70 |
4.5 Проверим первоначально цепь 2ПР-31,75-17700 по условию РЈ[P]
Скорость цепи /2, с.153/
м/с.
Окружная сила
Давление в шарнире цепи /2, с.150/ при площади сечения шарнира Аоп=140мм2 /см. пункт 4.4/
Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=34,1 мм, числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=124,09 об/мин /2, с. 150/
Примечание - В последней формуле число 25,4 есть среднее значение табличных величин допускаемых давлений в МПа для частот 200 и 300 об/мин.
Результат расчета показывает, что условие РЈ[P] не выполняется.
4.6 Проверим поэтому на выполнение этого условия цепь 2ПР-19,05-72000, имеющую больший шаг
Скорость цепи
м/с.
Окружная сила
Давление в шарнире цепи /2, с.150/ при площади сечения шарнира Аоп=211мм2 /см. пункт 4.4/
Уточненное давление в шарнире цепи при шаге t=34,1 мм, числе зубьев малой звездочки z3ц=21 и частоте вращения n3=124,09 об/мин /2, с.150/
В этом варианте расчета для цепи с шагом t= 34,1 мм условие РЈ[P] выполняется. Поэтому окончательно выбираем двухрядную роликовую цепь 2ПР-31,75-17700 по ГОСТ 13568-75.
4.7 Число звеньев цепи при принятом ранее /см. пункт 4.2/ межосевом расстоянии aц=40•t /2, с. 148/
, (5.3)
где at=aц:t ; zS=z3ц+z4; D=(z4-z3ц):2p.
Расчет величин, входящих в формулу (4.3) дает
at=40; ZS=21+101=122; D=(101-21):(2•3,14)=12,73.
Расчетом по формуле (4.3) получим
Результат округляем до четного числа Lt=145
Уточненное межосевое расстояние /2,с.149/ при суммарном числе зубьев звездочек zS=122
Для свободного провисания цепи в конструкции передачи должна быть предусмотрена возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1363•0,004=5,45 мм. Округлим это значение до 5 мм.
Для восстановления натяжения цепи по мере ее износа конструкция передачи должна предусматривать также увеличение межосевого расстояния на 3%, т.е. на 1363•0,03=40,89 мм. Округлим эту цифру до 40 мм.
4.8 Диаметры делительных окружностей звездочек /2,с.148/
Диаметры внешних окружностей звездочек /2,с.148/ при диаметре ролика цепи d1=825,8 мм /2,с.147/
.9 На цепь действуют следующие силы:
окружная Ftц=291,89 Н. Она определена была в пункте 4.6;
центробежная Fn=q•n2 /2, c.151/. Эта сила при массе одного метра цепи q=3.5 кг/м /см. пункт 4.4/ и с корости цепи nц=1.48 м/с /см. пункт 4.6/ имеет величину Fn=3.5•1.482= 7.66 Н;
сила от провисания цепи Ff=9,81•Кf•q•aц /2,с.151/. При максимально возможном коэффициенте Кf=6 /горизонтальное расположение линии центров звездочек/ сила имеет величину Ff=9,81•6•3.5•1363•10-3=280,8 Н.
4.10 Расчетная нагрузка, действующая на валы цепной передачи /2,с.154/
в=Ftц+2Ff=291,89 +2•280,8 =853,47 H.
4.11 Коэффициент запаса прочности цепи /2,с.151/ при разрушающе нагрузке Q=211 кН /см. пункт 4.4/
Это значительно больше допускаемой величины [S] @ 9,4 /2, с. 151/ .
5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
.1 Шестерня
Сравнительно небольшие размеры шестерни по отношению к диаметру вала позволяют не выделять ступицу.
Длина посадочного участка (назовем его по аналогии lст):
,
примем lст=36 мм.
.2 Колесо
Коническое зубчатое колесо кованое.
Его размеры: dae2=225,6 мм; b2=34 мм.
Диаметр ступицы dст=1,6dк2=72 мм; длина ступицы принимаем lст=61 мм.
Толщина обода: принимаем
Толщина диска принимаем С=13 мм.
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки: принимаем принимаем
Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки: нижнего пояса корпуса:
Диаметры болтов: фундаментных: принимаем фундаментные болты с резьбой М18; болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника: принимаем болты с резьбой М12; болтов, соединяющих крышку с корпусом: принимаем болты с резьбой М10.
7 Расчет параметров цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.
Вращающий момент на ведущей звездочке:
Передаточное число цепной передачи:
Число зубьев ведущей звездочки: ; принимаем .
Число зубьев ведомой звездочки: принимаем Проверяем iцп: отклонение что допустимо.
Расчетный коэффициент нагрузки:
где кД - динамический коэффициент, при спокойной нагрузке КД =1;
ка - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, Ка =1;
кн - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии, Кн =1;
кр - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, при автоматическом регулировании цепи Кр =1,25;
кс =1 - при капельной смазке;
кп =1,25 - при двусменной работе;
Шаг однорядной цепи:
при по [1, табл. 7.18] примем среднее значение допускаемого давления в шарнирах цепи:
;
по [1,таб.7.15] принимаем цепь с шагом t=25,4мм; Q=60кН; q=2,6 кг/м; F=179,7 мм2,
где Q - разрушающая нагрузка;
q - масса одного метра цепи;
F - проекция опорной поверхности шарнира.
Примем цепь ПР-25,4-6000 по ГОСТ 13568-75.
Скорость цепи:
Окружное усилие цепи:
Проверяем давление в шарнире:
Межосевое расстояние:
Усилие от провисания цепи: кf = 6, при горизонтальном расположении цепи.
Сила давления на вал:
Основные размеры ведущей звездочки.
Диаметр делительной окружности:
Диаметр наружной окружности:
привод подшипник передача соединение
Проверяем коэффициент запаса цепи на растяжение:
где
требуемый запас [S]=8,9 (см. [1, табл. 7.19]), т.о. условие выполнено.
Ступица звездочки:
принимаем
Толщина диска звездочки:
где Ввн =15,88 мм - расстояние между пластинами внутреннего звена.
8. Первый этап компоновки редуктора
Компоновку обычно производят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.
Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.
Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.
Конструктивно оформляем по найденным выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметрично относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами.
Подшипники валов расположим в стаканах.
|
условные обозначения подшипника |
d |
D |
T |
C |
C0 |
e |
|
мм |
кН |
|||||
|
7206 7208 |
30 40 |
62 80 |
17,25 19,25 |
31,5 46,5 |
22,0 32,5 |
0,36 0,38 |
Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х=10 мм от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника y1=6 мм (для размещения мазеудерживающего кольца).
При установке радиально-упорных подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок. Найдём размер a1, определяющий положение радиальной реакции конического подшипника:
.
Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника:
.
Примем размер между реакциями подшипников ведущего вала:
;
примем .