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
Кинематический расчет и выбор
Электродвигателя.
Рр.м.= F∙V = 1,1 ∙ 0,8 = 0,88 кВт
ηр.п. = 0,95…0,97; принимаем ηр.п. = 0,96 – КПД ременной передачи
ηч.п. = 0,8…0,85; принимаем ηч.п. = 0,8 – КПД червячной передачи
ηп. = 0,99 – КПД 1 пары подшипников
ηобщ = ηч.п ∙ ηред. ∙ ηп. = 0,96∙ 0,8∙ 0,99 = 0,753
Рдв = Р3 / ηобщ = 0,88/ 0,753 = 1,17 кВт
Иобщ =И1 ∙ И 2 = 3. ∙ 20= 60
Ирем = И1 = 2…5, принимаем Ирем = 3 – передаточное отношение ременной передачи;
Ичер = И 2 = 16…50, принимаем Ичер = 20– передаточное отношение червячной передачи;
nр.м. = 60V/(π D) = 60∙0,8/ (3,14∙400)*1000 = 38,22 об/мин
nэл = n3 * Иобщ = 38,22 * 60 =2293,2 об/мин
1.7По табл. Выбираем электродвигатель:
Рдв = 2,2 кВт
nэл =1425 об/мин
1.8Уточняем передаточное число:
Иобщ = nдв / n3 =1425 /38,22 =37,9
И1 = Иобщ / И 2 =37,9 /20 =1,89
Иред =20
1.9 Определяем угловую скорость и чистоту вращения электродвигателя:
n1 = 1425 об/мин
n2 = n1/ i1 = 1425 / 1,89 = 753,9 об/мин
n3 = n2 / i2 = 753,9/ 20 = 37,7 об/мин
ω1 = π n1 / 30 = 3,14 ∙ 1425 / 30 = 149,1
ω2 = π n2 / 30 = 3,14 ∙ 753,9 / 30 = 78,9
ω3 = π n3 / 30 = 3,14 ∙ 37,7 / 30 = 3,9
Р1 = Рдв = 2,2 кВт
Р2 = Р1 ∙ ηр.п. = 2,2 ∙ 0,96 = 2,11 кВт
Р3 = Р2 ∙ η2 ∙ η3 = 2,11 ∙ 0,8∙ 0,99= 1,7кВт
Т1 = Р1/ω1 *1000 = 2,2 / 149,1 = 14,76 Нм
Т2 = Р2/ω2 *1000=2,11 ∙/ 78,9 = 26,74 Нм
Т3 = Р3/ω3 *1000 = 1,7/ 3,9 = 435,9 Нм
1.10 Полученные данные заносим в таблицу
|
Р, кВт |
n, мин-1 |
ω, с-1 |
Т, Нм |
|
|
1 |
2,2 |
1425 |
14,91 |
14,76 |
|
2 |
2,11 |
753,9 |
79,8 |
26,74 |
|
3 |
1,7 |
37,7 |
3,9 |
435,9 |
3. Выбор материала передачи
3.1 Выбираем марку стали для червяка и определяем ее механические характеристики: по табл. 3.1. [4] при Р = 2,91 кВт червяк изготовляется из стали 40Х с твердостью ≥ 45 HRCэ, термообработка улучшение и закалка ТВЧ; по табл. 3.2. [4] для стали 40Х твердость 45…50 HRCэ; σв = 900 МПа; σт = 750 МПа.
3.2 Определяем скорость скольжения
Vs = 4,3 ∙ ω2 ∙ iз.п. ∙ 3√Т2 / 103 = 4,3 ∙ 3,98 ∙ 20 ∙ 3√572,86 / 103 = 2,84 м/с
3.3 В соответствии со скоростью скольжения, для обода червячного колеса по табл. 3.5 [4] из II группы принимаем бронзу БрА10Ж4Н4; σв = 700 МПа, σт = 460 МПа.
3.4 Для материала венца червячного колеса по табл. 3.6. определяем допускаемые контактные [σ]H и изгибные [σ]F напряжения.
а) При твердости витков червяка ≥ 45 HRCэ
[σ]H = 300 – 25 Vs = 300 – 25 ∙ 2,84 = 229 МПа, т.к. червяк расположен вне масляной ванны, то [σ]H уменьшаем на 15%:
[σ]H = 229 ∙ 0,85 = 194,65 МПа;
б) Коэффициент долговечности КFL = 9√106 / N, где наработка
N = 573 ∙ ω2 ∙ Lh
Lh = 242 ∙ 6 ∙ 8 = 11616
N = 573 ∙ 3,98 ∙ 11616 = 26,4 ∙ 10 6 циклов
КFL = 9√106 / 26,4 ∙ 106 = 0,695
Для нереверсивной передачи
[σ]F = (0,08 σв + 0,25 σт) КFL = (0,08 ∙ 700 + 0,25 ∙ 460) ∙ 0,695 = 118,8 МПа
3.5 Полученные данные заносим в таблицу.
|
Элемент передачи |
Марка материала |
Dпред |
ТО |
HRCэ |
σв |
σт |
[σ]H |
[σ]F |
|
Способ отливки |
МПа |
|||||||
|
Червяк |
Сталь 40Х |
125 |
У+ТВЧ |
45…50 |
900 |
750 |
- |
- |
|
Колесо |
БрА10Ж4Н4 |
- |
Ц |
- |
700 |
450 |
194,65 |
118,8 |
4. Расчет плоскоременной передачи
4.1 Определить диаметр ведущего шкива d1, мм
d1 = (35…70)δ = (35…70) ∙ 2,8 = 98…196; принимаем d1 = 100 мм.
4.2 Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм
d2 = ud1(1 – ε) = 3,75 ∙ 100 (1 – 0,015) = 364 мм, принимаем d2 = 360мм
ε = 0,01…0,02 – коэффициент скольжения,
u – передаточное отношение ременной передачи.
4.3 Определяем фактическое передаточное число uф и проверить его отклонение ∆u от заданного u:
uф = d2 / d1 (1 – ε) = 3,75 / 100 (1 – 0,015) = 3,65
∆u = /uф-u/ ∙ 100% / u ≤ 3%
∆u = (3,65 – 3,75) ∙ 100% / 3,75 = 2,6%
4.4 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм
а≥ 1,5 (d1 + d2 ) = 1,5 (100+360) = 690 мм
4.5 Определяем расчетную длину ремня
l = 2а + π/2 ∙ (d2 +d1) + (d2 - d1)2/ 4а = 2∙690 + π/2 ∙460 + 4602 / 2760 = =2178,8 мм, принимаем l = 2500 мм.
4.6 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине
а = 0,125{2l – π(d1 + d2) + √[2l - π(d1 + d2)2 ] - 8 (d2 - d1)2 } = 858 мм.
4.7 Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1
α1 = 180˚ - 57˚ ∙ (d2 - d1) /а = 180˚ - 57˚ ∙ (360 - 100) /858 = 163˚
4.8 Определяем скорость ремня V, м/с
V = πd1n1 / (60∙103) ≤ [V] ,
[V] = 35 м/с – допускаемая скорость
V = 3,14∙100∙2840∙10-3/60 = 14,86 м/с
4.9 Определяем частоту пробегов ремня U, c-1
U = l /V ≤ [U],
[U] = 15 с-1 – допускаемая частота пробегов
U = 2500 ∙ 103/14,86 = 0,168 с-1
4.10 Определяем окружную силу Ft, передаваемую ремнем:
Ft = Рном∙103/ V = 3∙103/ 14,86 = 201,88 Н
4.11 Определяем допускаемую удельную окружную силу [kп]:
[kп] = [k0] СΘСαСvСpСdСF,
[k0] – допускаемая приведенная удельная окружная сила, определяется по табл. 5.1
[4] интерполированием в зависимости от диаметра ведущего шкива d1,
С – поправочные коэффициенты.
[kп] = 0,9∙1∙0,94∙0,95∙0,9∙1,2∙0,85 = 0,74 МПа
4.12 Определяем ширину ремня b, мм
b = Ft /(δ[kп]) = 201,88/ (2,8∙0,74) = 97,4 мм, принимаем b = 100 мм, В = 112 мм – стандартное значение ширины шкива.
4.13 Определяем площадь поперечного сечения ремня
А = δb = 2,8∙100 = 280 мм2
4.14 Определяем силу предварительного натяжения ремня F0, Н
F0 = Аσ0 = 280 ∙ 2 = 560 Н,
σ0 – предварительное напряжение, по табл. 5.1. [4]
4.15 Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня
F1 = F0 + Ft/2 = 560 + 201,88 / 2 = 660,94 Н
F1 = F0 - Ft/2 = 560 – 201,88 / 2 = 459, 06 Н
4.16 Определяем силу давления ремня на вал Fоп , Н
Fоп = 2 F0 sin(α1/2) = 2 ∙ 560 ∙ sin(163/2) ˚ = 1107,7 Н
4.17 Проверяем прочность ремня по max напряжениям в сечении ведущей ветви σmax , МПа
σmax = σ1 + σи + σv ≤ [σ]р,
[σ]р = 8 МПа – допускаемое напряжение растяжение для плоских ремней,
σ1 – напряжение растяжения,
σи - напряжение изгиба,
σv – напряжение от центробежных сил,
σ1 = F0/A + Ft /2A = 560/280 + 201,88/560 = 2,36 МПа
σи = Еи ∙ δ/ d1 = 90 ∙2,8 / 100 = 2,52 МПа
σv = pV2 ∙ 10-6 = 1100 ∙ 152 ∙ 10-6 = 0.25 МПа
σmax = 2,36 +2,52+0,25 = 5,13 МПа
4.18 Полученные данные заносим в таблицу.
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Тип ремня |
плоский кордшнуро- вый |
Частота пробегов ремня U, 1/с |
0,168 |
|
Межосевое расстояние а |
858 |
Диаметр ведущего шкива d1 |
100 |
|
Толщина ремня δ |
2,8 |
Диаметр ведомого шкива d2 |
360 |
|
Ширина ремня b |
100 |
Максимальное напряжение σmax, МПа |
5,13 |
|
Длина ремня l |
2500 |
Предварительное натяжение ремня F0,Н |
560 |
|
Угол обхвата ведущего шкива α1, град |
163 |
Сила давления ремня на вал Fоп, Н |
1107,7 |
5. Расчет червячной передачи
5.1 Определяем межосевое расстояние аw, мм
аw = 61 3√Т2∙103/[σ]Н2 = 61 3√572,86 ∙ 103/194,652 = 150,8 мм
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу, Нм
по табл. 13.15 [4] принимаем аw = 160, М = 120 кг
5.2 Выбираем число витков червяка z1 в зависимости от передаточного числа i = 20, принимаем z1 = 2 (стр. 74 [4])
5.3 Определяем число зубьев червячного колеса
z2 = z1 ∙ i = 2 ∙ 20 = 40
5.4 Определяем модуль зацепления
m = (1,5…1,7) аw/ z2 = 1,5 ∙ 160 / 40 = 6 мм,
принимаем m = 6,3 мм
5.5 Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка
q ≈ (0,212…0,25) z2 = 0,23 ∙ 40 = 9,2, принимаем q = 10
5.6 Определяем коэффициент смещения инструмента Х:
Х = (аw / m) – 0,5(q + z2) = 160/6,3 – 0,5(10 + 40) = 0,39 мм
5.7 Определяем фактическое передаточное число
iф = z2 / z1 = 40/2 = 20, ∆i = 0
5.8 Определяем фактическое значение межосевого расстояния
аw = 0,5 m(q + z2 + 2Х) = 0,5 ∙ 6,3 (10 + 40 + 2 ∙ 0,39) = 159,957 мм
5.9 Определяем основные геометрические размеры передачи, мм
а) Основные размеры червяка:
- делительный диаметр d1 = qm = 10 ∙ 6,3 = 63 мм;
- начальный диаметр dw1 = m(q + 2X) = 6,3 (10 + 2 ∙ 0,39) = 67,9 мм
- диаметр вершин витков da1 = d1 + 2m = 63 + 2 ∙ 6,3 = 75,6 мм
- диаметр впадин витков df1 = d1 – 2,4m = 63 – 2,4 ∙ 6,3 = 47,88 мм
- делительный угол подъема линии витков Y = arctg (z1 /q) = arctg 0,2 = 11˚20`
- длина нарезаемой части червяка b1 = (10 + 5,5|X| + z1) m + С,
при Х>0 С = (70 + 60Х) m/ z2 = (70 + 60 ∙ 0,39) ∙ 6,3/40 = 14,7 мм
b1 = (10 + 5,5 ∙ 0,39 + 2) ∙ 6,3 + 14,7 = 103,8 мм, принимаем b1 = 105 мм
б) Основные размеры венца червячного колеса:
- делительный диаметр d2 = dw2 = m z2 = 6,3 ∙40 = 252 мм
- диаметр вершин зубьев dа2 = d2 + 2m(1 + Х) = 252 + 2 ∙ 6,3 (1 + 0,39) = 269,5 мм
- наибольший диаметр колеса dам2 ≤ dа2 + 6 m/ (z1 + 2) = 269,5 + 6 ∙ 6,3/4 = 278,95 мм
- диаметр впадин зубьев df2 = d2 – 2m(1,2 – Х) = 252 - 2 ∙ 6,3(1,2 – 0,39) = 241,8 мм
- ширина венца b2 = 0,355 аw = 0,355 ∙ 160 = 56,8 мм, принимаем b2 = 60 мм
- радиусы закругления зубьев Ra = d1 - m = 0,5 ∙63 = 31,5 мм; Rf = 0,5d1 + 1,2m = 0,5 ∙
∙ 63 + 1,2 ∙ 6,3 = 39,06 мм
- условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ: sin δ = b2/ (dа1 – 0,5 m) = 60 / /(75,6 – 0,5 ∙ 6,3) = 0,8282; δ = 56˚, 2δ = 112˚
5.10 Определяем КПД червячной передачи
η = tgγ / tg(γ + φ) = tg11˚20` / tg(11˚20` + 1˚40`) = 0,2 / 0,23 = 0,87
5.11 Проверяем контактные напряжения зубьев колеса σН ,МПа
σН = 340√ Ft2К/ (d1d2) ≤ [σН],
Ft2 = 2Т2 ∙ 103/ d2 = 2 ∙ 572,86 ∙ 103 / 252 = 4,55 кН – окружная сила на колесе;
К – коэффициент н6агрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса. V2 = ω2 d2 10-3/ 2 = 3,98 ∙ 252 ∙ 10-3/ 2 = 0,5 м/с, К =1 при V ≤ 3 м/с;
σН = 340 √ 4550 ∙ 1 / (63 ∙ 252) = 182 МПа
5.12 Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса σF, МПа:
σF = 0,7 YF2 Ft2 К/ (b2 m)≤ [σ]F,
YF2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по табл. 4.10 [4] интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса
zv2 = z2/cos3γ = 40/ 0,943 = 42,4; YF2 = 1,536
σF = 0,7 ∙ 1,536 ∙ 4550 ∙ 1 / (60 ∙ 6,3) = 1,29 МПа
5.13 Полученные данные заносим в таблицу.
|
Проектный расчет |
|||
|
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
|
Межосевое расстояние аw |
160 |
Ширина зубчатого венца колеса b2 |
60 |
|
Модуль зацепления m |
6,3 |
Длина нарезаемой части червяка b1 |
105 |
|
Коэффициент диаметра червяка q |
10 |
Диаметры червяка: делительный d1 начальный dw1 вершин витков da1 впадин витков df1 |
63 67,9 75,6 47,88 |
|
Делительный угол витков червяка γ, град |
11˚20` |
||
|
Угол обхвата червяка венцом колеса 2δ,град |
112˚ |
Диаметры колеса: делительный d2=dw2 вершин зубьев da2 впадин зубьев df2 наибольший dам2 |
252 269,5 241,8 278,95 |
|
Число витков червяка z1 |
2 |
||
|
Число зубьев колеса z2 |
40 |
||
|
Проверочный расчет |
|||
|
Параметр |
Допускаемое значение |
Расчетное значение |
Примечание |
|
КПД |
- |
0,87 |
- |
|
Контактное напряжение σН |
194,65 |
182 |
6,5% - недогрузка |
|
Напряжения изгиба σF |
118,8 |
1,29 |
99% - недогрузка |
6. Нагрузки валов редуктора
6.1 Определяем силы в зацеплении закрытой передачи
Червяк
а) Окружная сила Ft1 = 2Т1 ∙ 103/ d1 = 2 ∙ 36,7 ∙ 103 / 63= 1165 Н
б) Радиальная сила Fr1 = Fr2 = 1654,97 H
в) Осевая сила Fа1 = Ft2 = 4547 Н
Червячное колесо
а) Окружная сила Ft2 = 2Т2 ∙ 103/ d2 = 2 ∙ 572,86 ∙ 103 / 252= 4547 Н
б) Радиальная сила Fr2 = Ft2 tgα = 4547 ∙ tg20˚ = 1654,94 H
в) Осевая сила Fа2 = Ft1 = 1165 Н
6.2 Определяем консольные силы
а) Плоскоременная передача, радиальная сила Fоп = 2 F0 sinα1/2 = = 1107,7 H
б) Муфта, радиальная сила Fм2 = 250√Т2 = 250√572,86 = 5983,6 Н
7. Приближенный расчет валов
7.1 Выбираем материал валов:
а) для тихоходного вала – сталь 45, по табл. 3.2. σв = 780 МПа, σт = =540 МПа, σ-1 = 335 МПа;
б) для быстроходного вала – сталь 40Х, по табл. 3.2. σв = 900 МПа, σт = 750 МПа, σ-1 = 410 МПа;
7.2 Выбираем допускаемые напряжения на кручение [τ]к = 10…20 МПа
а) для тихоходного вала [τ]к = 18 МПа;
б) для быстроходного вала [τ]к = 12 МПа.
7.3 Определяем геометрические параметры ступеней вала по табл. 7.1. [4]
Ступени быстроходного вала
1-я под шкив: d1 = 3√T1 ∙ 103 / (0,2[τ]к) = 3√36,7 ∙ 103 / (0,2 ∙12) = 24,8 мм, принимаем d1 = 25 мм; L1 = (1,2…1,5) d1 = 1,3 ∙ 25 = 32,5 мм
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник: d2 = d1 + 2t = 25 + 2 ∙ 2,2 = 29,4 мм, принимаем d2 = 30 мм; L2 = 2d2 = 60 мм
3-я под червяк d3 = d2 = 3,2r = 30 + 3,2 ∙ 2 = 36,4 мм; L3- определяется графически.
4-я под подшипник d4 = d2 = 30 мм; L4 = В + С = 19 + 2 = 21 мм.
5-я упорная или под резьбу – не конструируют.
Ступени тихоходного вала
1-я под полумуфту: d1 = 3√T1 ∙ 103 / (0,2[τ]к) = 3√572,86 ∙ 103 / (0,2 ∙18) = 54 мм; L1 = (1,0…1,5) d1 = 1,0 ∙ 54 = 54 мм
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник: d2 = d1 + 2t = 54 + 2 ∙ 3 = 60 мм, принимаем d2 = 60 мм; L2 = 1,25d2 = 1,25 ∙ 60 = 75 мм
3-я под червяное колесо: d3 = d2 + 3,2r = 60 + 3,2 ∙ 3 = 69,6 мм; L3- определяется графически.
4-я под подшипник d4 = d2 = 60 мм; L4 = Т + С = 24 + 19 = 43 мм.
5-я упорная: d5 = d3 + 3f = 70 + 3∙2 = 76 мм.
Список используемой литературы
8. Уточненный расчет валов
Червячный вал проверять на прочность не следует, т.к. размеры его поперечных сечений, принятые при конструировании после расчета геометрических характеристик, значительно превосходят те, которые могли быть получены расчетом на кручение.
Jпр. = πdf14 /64 ∙ (0,375 + 0,625 da1/df1) = 3,14 ∙ 47,884 /64 ∙ (0,375 + 0,625∙ ∙75,6/47,88) = 35,07 ∙ 104 мм4.
f = L13 √ Fr12 + Ft12 / (48Е∙Jпр.) = 1253 √ 11652 + 1654,972 / /(48∙2,1∙105∙35,07∙104) = 0,0011 мм
8.3 Определяем допускаемый прогиб
[f] = (0,005…0,01)m = (0,005…0,01)6,3 = 0,0315…0,063 мм
f = 0,0011 < [f]
8.4 Определяем реакции в опорах вала червячного колеса (тихоходного вала) и построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Дано: Fr2 = 1654,94 Н, Fа2 = 1165 Н, Ft2 = 4547 Н, Fм2 = 5983,6 Н, d2 = 252 мм, lт = 126 мм, lоп = 140 мм.
1. Вертикальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
∑МА = - RyB ∙ 126 – Fм2 ∙ 266 - Fа2 ∙ d2/2 = 0,
∑y = - RyA - RyB - Fм2 = 0,
RyB = (-Fм2 ∙ 0,266 - Fа2 ∙ d2/2)/0,126 = (-5984 ∙ 0,266–1165 ∙ 0,252/2)/0,126 = -13797,5 Н
RyА = - RyB - Fм2 = 13797,5 – 5983,5 = 7814 Н
б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, Нм:
Му1 = RyA ∙ Z1| , Му1лев = 0, Му1пр = 7814 ∙ 0,063 = 492,3 Нм,
Му3 = -Fм2 ∙ Z3| , Му3пр = 0, Му3 лев= -5984 ∙ 0,14 = 837,7 Нм
Mу2 = -Fм2 ∙ Z2 - RyB ∙ (Z2 – 0,14) = -5984 ∙ 0,2 – 13797,5 ∙ (0,2 - 0,14) = - 2083 Нм
2. Горизонтальная плоскость
а) определяем опорные реакции, Н:
RzA = RzB = Ft2/2 = 4547/2 = 2273,5 H
Мz1 = RzA ∙ Z1| , Мz1лев = 0, Мz1пр = 2271,5 ∙ 0,063 = 143,0 Нм,
Мz2 = RzB ∙ Z2| , Мz2пр = 0, Мz2 лев= 2271,5 ∙ 0,063 = 143,0 Нм
3. Строим эпюру крутящих моментов, Нм:
Мк = Мх = Ft2 ∙ d2/2 = 4547 ∙ 0,252 / 2 = 572,9 Нм
4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н:
RА = √ RуА2 + RzA2 = √78142 + 2273,52 = 8138 Н
RВ = √ RуВ2 + RzВ2 = √13797,52 + 2273,52 = 13983,6 Н
5.Определяем суммарные изгибающие моменты, Нм:
М2 = √ Му22 + Мz22 = √20832 + 1432 = 2087 Нм
9. Проверочный расчет подшипников
9.1 Определим эквивалентную динамическую нагрузку
Тихоходный вал
Дано: Частота вращения кольца подшипника n = 38 мин-1. Осевая сила в зацеплении Fа = 1163 Н. Реакции в подшипниках R1 = 8138 Н, R2 = 13983 Н. Характеристика подшипника: Cr = 118 кН, е = 0,3, V =1, Кσ = 1,2, Кт = 1. Требуемая долговечность подшипника Lh = 11616 ч.
а) определяем составляющие радиальных реакций:
RS1 = 0,83eR1 = 0,83 ∙ 0,3 ∙ 8138 = 2026 Н
RS2 = 0,83eR2 = 0,83 ∙ 0,3 ∙ 13983 = 3481,8 Н
б) определяем осевые нагрузки подшипников (табл. 9.6. [4]). Так как RS1 < < RS2, Fa < RS2 - RS1, то Rа1 = Rа2 – Fа = 3481,8-1163 = 2318,8 Н, Rа2 = RS2 = 3481,8 Н.
в) определяем отношения:
Rа1/VR1 = 2318,8/8138 = 0,285;
Rа2/VR2 = 3481,8/13983 = 0,249.
г) по соотношениям Rа1/VR1 < e и Rа2/VR2 < e выбираем соответствующие формулы для определении RE:
RE1 = V Rr1 КσКт = 1 ∙ 8138 ∙ 1,2 ∙ 1 = 9765,6 Н
RE2 = V Rr2 КσКт = 1 ∙ 13983 ∙ 1,2 ∙ 1 = 16779,6 Н
д) определяем динамическую грузоподъемность по большему значению эквивалентной нагрузки:
Сгр = RE2 ∙ 3,33√60nLh / (а1а23 ∙ 106) = 16779,6 ∙3,33√60 ∙ 38 ∙11616/(1 ∙ 0,7 ∙ 106) = 49960 Н
Сгр < Сг – подшипник пригоден.
10. Выбор и расчет элементов корпуса
|
Параметры |
Ориентировочные соотношения |
|
1. Толщина стенки корпуса и крышки редуктора |
Во всех случаях δ≥8 мм и δ1≥8 мм. δ = 0,025а + 1 = 0,025 ∙ 160 + 1 = 5 δ1 = 0,02а + 1 = 0,02 ∙ 160 = 4,2 принимаем δ = δ1 = 8 мм |
|
2. Толщина верхнего пояса корпуса |
b = 1,5 δ = 1,5 ∙ 8 = 12 мм |
|
3. Толщина нижнего пояса корпуса крышки корпуса |
b = 1,5 δ1 = 1,5 ∙ 8 = 12 мм |
|
4. Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки |
р = 2,35 δ = 2,35 ∙ 8 = 18,8 мм, принимаем р = 20 мм |
|
5.Толщина ребер основания корпуса |
m = (0,85...1)δ = (0,85...1)∙8 = 6,8...8 мм принимаем m = 8 мм |
|
6.Толщина ребер крышки |
m1 = (0,85...1)δ1 = (0,85...1)∙8 = =6,8...8 мм принимаем m = 8 мм |
|
7.Диаметр фундаментных болтов (их число ≥ 4) |
d1 = (0,03…0,036)а + 12 = 16,8 мм принимаем d1 = 18 мм |
|
8. Диметр болтов: у подшипника соединяющих основание корпуса с крышкой |
d2 = (0,7...0,75) d1 = 12 мм d3 = (0,5...0,6) d1 = 10 мм |
11. Выбор муфт
11.1 Определяем расчетный момент муфты.
Тр = КрТ1(Т2) < Т,
Кр = 1,25..1,5 - коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26.),
Т1(Т2) – вращающий момент на соответствующем валу редуктора, Нм;
Т = 800 Нм – номинальный момент.
Тр = 1,25 ∙ 572,86 = 716,025 Нм.
11.2 Муфта упругая с торообразной оболочкой. Муфты просты по конструкции и обладают высокой податливостью, что позволяет применять их в конструкциях, где трудно обеспечить соосность валов, при переменных ударных нагрузках, а также при значительных кратковременных перегрузках.
Материал полумуфт – сталь Ст3 (ГОСТ 380-88); материал упругой оболочки – резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 МПа. При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.
12. Выбор и расчет стандартных шпонок
Исходные данные: d1 = 25 мм, d2 = 70 мм, Ft1 = 1165 Н, Ft2 = 4547 Н.
Быстроходный вал
12.1 По диаметру ведущего шкива выбираем призматическую шпонку:
d1 = 25 мм, b = 8 мм, h = 7 мм, t1 = 4 мм, t2 = 3,3 мм.
12.2 Находим длину шпонки:
l = (1,5...2) d1 = 37,5...50 мм, принимаем l = 50 мм.
Тихоходный вал
12.3 По диаметру вала выбираем призматическую шпонку:
d1 = 70 мм, b = 20 мм, h = 12 мм, t1 = 7,5 мм, t2 = 4,9 мм.
12.4 Находим длину шпонки:
l = 56...220 мм, принимаем l = 65 мм.
12.5 Проверяем шпонку на смятие:
σсм = Ft2 / Асм≤ [σсм], Асм = (0,94h - t1)lр,
[σсм] = 55...95 МПа – допускаемое напряжение на смятие,
Асм – площадь смятия, мм2,
σсм = 4547/(0,94∙12 – 7,5)65 = 18,58 МПа
12.6 По диаметру вала под муфту выбираем призматическую шпонку:
d1 = 54 мм, b = 16 мм, h = 10 мм, t1 = 6 мм, t2 = 4,3 мм.
12.4 Находим длину шпонки:
l = 45...180 мм, принимаем l = 60 мм.
|
|
13.05 |
Практическая работа №1 |
Лист |
||||
|
Изм |
Кол-во |
лист |
№ док |
подпись |
дата |
2 |