- •7.3.2 Конструирование подшипниковых узлов
- •1. Выбор э/двигателя и кинематический расчет
- •1.1 Выбор э/двигателя
- •1.2 Определение частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах
- •2. Проектировочный расчет зубчатой передачи
- •Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений
- •2.2 Определение основных геометрических параметров передачи
- •2.3 Определение сил в зацепление
- •Проверочный расчет зубчатой передачи
- •Проверочный расчет передачи на контактную выносливость
- •3.2 Проверочный расчет зубьев на изгиб
- •4. Предварительный расчет и конструировании валов редуктора
- •Расчёт и конструирование ведущего вала-шестерни
- •Расчёт и конструирование ведомого вала
- •Определение расстояния до внутренних стенок корпуса
- •5. Расчёт открытой передачи
- •6. Выбор подшипников и проверка их на долговечность
- •6.1.1 Расчётная схема ведущего вала редуктора.
- •6.1.2 Проверочный расчет подшипников ведущего вала на динамическую грузоподъёмность и долговечность.
- •6.2.1 Расчётная схема ведомого вала редуктора
- •6.2.2 Проверочный расчет подшипников ведомого вала на динамическую грузоподъёмность и долговечность
- •7. Уточнённый расчет элементов редуктора.
- •7.1 Конструирование зубчатого колеса.
- •7.2 Уточнённый расчёт валов редуктора.
- •7.2.1 Уточнённый расчет быстроходного вала.
- •7.2.2 Уточнённый расчет тихоходного вала
- •7.3 Конструирование подшипниковых узлов
- •7.3.1 Конструирование подшипниковых узлов ведущего вала
- •7.3.2 Конструирование подшипниковых узлов ведомого вала
- •7.4 Конструирование корпуса редуктора
- •Форма корпуса.
- •Фланцевые соединения.
- •3. Подшипниковые бобышки.
- •4. Детали и элементы корпуса редуктора.
- •7.5 Смазывание. Смазочные устройства редуктора.
- •8. Проверочные расчеты
- •8.1 Проверочный расчет шпонок
- •8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов
- •8.3 Проверочный расчет валов
- •9. Технология сборки редуктора
- •Библиографический список
Определение расстояния до внутренних стенок корпуса
Найдём необходимое расстояние от внутренней стенки корпуса редуктора до вращающейся поверхности колеса для предотвращения задевания Х,мм:
Х= [3,с.117], где:
L≈1,5*dae2=1,5*259,26=388,89 мм –расстояние между зубьями колёс [3,с.117],
Х= =10,30 мм примем Х=10,5 мм.
Найдём минимально допустимое расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса f, мм:
f≥D/2+X [3,с.117], где:
D=100мм –диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала редуктора,
f=100/2+10,5=60,5 мм.
Найдём расстояние межу дном корпуса и поверхностью колеса У,мм:
У≥4*Х [3,с.117].
У≥4*10,5=42 мм, принимаем У=42 мм.
5. Расчёт открытой передачи
Определим шаг цепи р, мм:
р= , [3,с.92]
где: 2 592,21 Н*м - вращающий момент на ведущеё звёздочке, равен момент на тихоходном валу редуктора.
- коэффициент эксплуатации, учитывающий различные условия работы передачи , [3,с.92], по таблице находим значения поправочных коэффициентов ,[3,с.93,табл.5.7],
где: =1,3 – учитывает динамичность нагрузки,
=1,5 – Учитывает способ смазки, периодическое смазывание,
=1 – учитывает положение передачи, линия наклона центров передачи к горизонту менее 60°,
=1 – учитывает способ регулировки межосевого расстояния, передвигающимися опорами,
=1 – учитывает режим работы, односменный режим работы.
1,3*1,5*1*1*1=1,95
-число зубьев ведущей звёздочки
, [3,с.94]
где = Uц.п=
Примем число зубьев ,
=25 Н/мм2-допускаемо давление в шарнирах цепи, определяется по таблице в зависимости скорости тяговой цепи рабочего органа [3,с.94]
- число рядов цепи.
р= =34,36 мм, принимаем цепь ПР-38,1-12700
Определим число зубьев ведомой звёздочки:
[ 3,с.94]
примем
Определим фактическое передаточное число Uф и проверим его отклонение U от заданного U:
Uф= [3,с.94]
U= |Uф- U|/ U=|3,8- |/ =0,0117=1,17%<4%
Определим оптимальное межосевое расстояние а,мм.
Из условия долговечности цепи а=(30…50)*р, где р-стандартый шаг цепи [3,с.94],
тогда а=40*38,1=15,24 мм, тогда
ар=а/р=40 - межосевое расстояние в шагах. [3,с.94]
Определи число зубьев цепи lp:
lp=2*ар+ =2*40+(25+95)/2+[((25-95)/2*3.14)2]/40=118,11
примем lp=118
Определим межосевое расстояние ар в шагах:
ар=0,25(lp-0,5*( )+ )=0,25*(118-0,5*120+ )=56,67 шагов, [3,с.95]
Определим фактическое межосевое расстояние а, мм:
а= ар*р=56,67*38,1=2159,127 мм [3,с.95]
т.к. ведомая ветвь должна провисать примерно на 0,01*а, то для этого при монтаже передачи надо предусмотреть возможность уменьшении действительного межосевого расстояния на 0,005*а. Таким образом монтажное межосевое расстояние
ам=0,995*а=0,995*2159,13=2148,33 мм. [3,с.95]
Определим длину цепи l, мм:
l=lp*p=118*38,1=4495,8 мм [3,с.95]
Определим диаметры звёздочек, мм.
Диаметр делительной окружности:
ведущей звёздочки: [3,с.95]
ведомой звёздочки: ; [3,с.95]
Диаметр окружности выступов, мм:
ведущая шестерня: [3,с.95], где
- коэффициент высоты зуба,
82,09 , [3,с.95]
– геометрическая характеристика зацепления,
где диаметр ролика шарнира цепи [3,с.441,табл.К32]
ведомая шестерня: [3,с.95], где
62,18 [3,с.95].
2392,28 мм.
Диаметр окружности впадин, мм:
ведущая шестерня:
[3,с.95].
ведомая шестерня:
[3,с.95]
Проверим частоту вращения меньшей звёздочки n1 , об/мин:
n1≤[ n1] [3,с.96, где
n1=181,75 об/мин -частота вращения тихоходного вала редуктора,
[ n1]=15*103/р=15000/38,1=393,7 об/мин. [3,с.96] – допускаемая частота вращения;
n1=181,75 об/мин <[ n1] =393,7 об/мин выполнение условия говорит о верном выборе шага цепи.
Проверим число ударов цепи о зубья звёздочек U, с-1:
U<[U] [3,с.96],где
U=(4*Z1*n1)/(60* lp)=(4*25*181,75)/(60*118)=2,57 [3,с.96] –расчётное число ударов цепи,
[U]=508/р=508/38,1=13,33 [3,с.96] –допускаемое число ударов цепи,
U=2,57 с-1 < 13,33 с-1.
Определим фактическую скорость цепи , м/с:
[3,с.96]
Определим окружную силу, передаваемую цепью Ft ,Н:
[3,с.96] ,где
=10,586 кВт – мощность на ведущей звёздочке(на тихоходном валу редуктора),
Проверим давление в шарнирах цепи рц, Н/мм2:
[3,с.96] ,где
A=d1*в3 [3,с.96] -площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2, где d1=11,1 [3,с.441,табл.К32] - диаметр валика внутреннего звена цепи,
в3=25,4 [3,с.441,табл.К32] - ширина внутреннего звена цепи.
Уточним допускаемое значение в соответствие с фактической частотой вращения меньшей звёздочки и шагом цепи [3,с.94,табл.5.8] и примем при шаге 38,1 мм и частоте 181,75 об/мин.
Н/мм2< Н/мм2 – условие выполняется, значит цепь можно считать пригодной.
Проверим прочность цепи.
Прочность цепи удовлетворяется соотношением S≥[S] [3,с.96] ,где:
S-расчетный коэффициент запаса прочности цепи,
[S]=8,9 [3,с.97,табл.5.9]-допускаемый коэффициент запаса прочности цепи, берётся и таблицы [3,с.441,табл.К32].
где:
127000 Н -разрушающая нагрузка цепи, зависит от шага цепи и выбирается в зависимости от шага цепи по таблице [3,с.441,табл.К32],
Н - окружная сила, передаваемая цепью,
- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку,
-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, Н [3,с.97], где:
-коэффициент провисания для горизонтальных передач,
- масса одного метра цепи кг/м [3,с.441,табл.К32],
2,14833 м –межосевое расстояние,
м/с2- ускорение свободного падения,
6*5,5*2,14833*9,81=695,48 Н.
* 2-натяжение от центробежных сил [3,с.97], где:
- фактическая скорость движения цепи.
S = > [S] = 8,9 ,уравнение допускаемого коэффициента прочности выполняется, прочность обеспечивается, цепь подобрана верно.
Определим силу давления цепи на вал Fоп., Н:
Fоп.= [3,с.97], где:
-коэффициент нагрузки вала [3,с.95,табл.5.7]
Fоп.= Н.