1064 / DETMASh_08_06
.pdf
12. Необходимое число ремней:
|
P |
|
|
Z = |
1 |
= 2,47/(1,42*0,9) = 1,93 |
|
P C |
|||
|
z |
||
|
|
,
где коэффициент неравномерности распределения нагрузки между ремнями Сz =0,9 выбран по табл. 15 методом подбора совпадения предполагаемого и расчетного числа ремней с выбранным коэффициентом Сz .
|
|
|
|
Таблица 15 |
|
|
|
|
|
|
|
Предполагаемое |
1 |
2–3 |
4–5 |
6–7 |
|
число ремней Z |
|
||||
|
|
|
|
|
|
Сz |
1 |
0,95 |
0,9 |
0,85 |
|
Принимаем Z = 2 .
13. Сила предварительного натяжения ремней передачи:
F0 = 750 ·
P |
C |
P |
1 |
|
|
V |
C |
|
|
|
|
+ Z ∙ q ∙ V 2 = 750* |
2,47 1,0 |
|
+2* 0,1*7,3792 = 275,2 Н, |
|
7,379 0,95 |
||||
|
|
|||
где q =0,1 кг/м – масса 1 метра ремня из (табл. 16)
Таблица 16
Масса 1 м длины ремня q (кг/м) различных типов ремней |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Нормальное сечение |
|
|
||
|
А |
В |
С |
Д |
Е |
|
|
0,1 |
0,18 |
0,30 |
0,62 |
0,90 |
|
14. Сила, действующая на валы:
|
|
|
|
|
|
|
||
Fr = 2F0 |
|
1 |
|
|
156,9 |
|
|
|
·sin |
|
= 2*275,2* sin ( |
) = 539,25 |
Н. |
||||
|
||||||||
|
|
2 |
|
2 |
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
где α1 - угол обхвата ремнем малого шкива.
15. Ширину шкивов для клиновых ремней выбираем по (табл. 17) в зависимости от сечения и числа ремней: В = 50 мм.
41
|
|
|
|
|
|
|
Таблица 17 |
|
|
|
Ширина клиновых шкивов В, мм |
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Сечение |
|
Ширина В при числе ремней |
|
|
|
|||
ремня |
1 |
|
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
А |
20 |
|
35 |
50 |
65 |
80 |
95 |
|
В |
25 |
|
44 |
63 |
82 |
101 |
120 |
|
С |
34 |
|
59 |
85 |
101 |
136 |
162 |
|
16. Проверка прочности клинового ремня.
Максимальное напряжение в сечении ремня, набегающего на ведущий шкив:
σmах = σ1 + σИ + σV ≤ [σ]р МПа.
Напряжение в ведущей ветви ремня:
|
|
|
|
σ1 = |
F0 |
+ |
Ft |
МПа. |
|
|
|
|
Z A |
2A Z |
|||
|
|
|
|
|
|
|
||
Окружная сила на шкиве: |
|
|
|
|||||
|
2 10 |
3 |
T |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Ft = |
|
|
0 |
= 2*1000*17,6/100 = 352 |
||||
d |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
Площадь поперечного сечения ремня А = 81 (табл. 18).
Н;
мм2 выбираем из
Таблица 18
Размеры приводных клиновых ремней
Тип ремня |
Сечение |
Площадь |
Высота сечения |
|
сечения А, мм2 |
ремня h, мм |
|||
|
|
|||
|
А |
81 |
8 |
|
Нормального |
В |
138 |
11 |
|
С |
230 |
14 |
||
сечение |
||||
Д |
476 |
19 |
||
|
||||
|
Е |
692 |
23,5 |
|
Напряжение в ведущей ветви ремня: |
|
||||||||||
σ1 |
= |
F0 |
+ |
Ft |
= |
275,2 |
+ |
352 |
|
= 1,699+1,086 = 2,785 |
МПа. |
|
Z A |
2A Z |
2 81 |
2 81 2 |
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||
42
Напряжение изгиба: |
|
||||
σИ = ЕИ |
h |
= 80 |
8 |
= 6,4 |
МПа. |
|
|
||||
|
d1 |
|
|||
|
100 |
|
|||
где модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней ЕИ=80…100 МПа; высота сечения ремня
h= 8 м (см.табл.18). |
|
Напряжение от центробежной силы: |
|
σV = ρ ·V2 · 10-6 = 1100*7,3792*10−6= 0,06 |
МПа. |
ρ= 1100….1250 кг/м3 - плотность материала клиновых ремней.
Максимальное напряжение: |
|
σmах = σ1 + σИ + σV = 2,785+6,4+0,06 = 9,245 |
МПа; |
. |
|
Условие прочности: σmax < [σ]р = 10 МПа выполняется. |
|
43
Расчет подшипников качения для валов редуктора
|
|
|
|
|
|
Таблица 19 |
|
|
Подшипники шариковые радиальные однорядные |
|
|||||
|
|
( ГОСТ 8338 – 75) |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Обозначение |
d, мм |
D, мм |
B, мм |
С, кН |
С0, кН |
nmax, мин-1 |
|
подшипника |
|||||||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
Легкая серия |
|
|
|
|
204 |
20 |
47 |
14 |
12,7 |
6,2 |
18000 |
|
205 |
25 |
52 |
15 |
14,0 |
6,95 |
15000 |
|
206 |
30 |
62 |
16 |
19,5 |
10,0 |
13000 |
|
207 |
35 |
72 |
17 |
25,5 |
13,7 |
11000 |
|
208 |
40 |
80 |
18 |
32,0 |
17,8 |
10000 |
|
209 |
45 |
85 |
19 |
33,2 |
18,6 |
9000 |
|
210 |
50 |
90 |
20 |
35,1 |
19,8 |
8500 |
|
211 |
55 |
100 |
21 |
43,6 |
25,5 |
7500 |
|
212 |
60 |
110 |
22 |
52,0 |
31,0 |
7000 |
|
213 |
65 |
120 |
23 |
56,0 |
34,0 |
6300 |
|
214 |
70 |
125 |
24 |
61,8 |
37,5 |
6000 |
|
215 |
75 |
130 |
25 |
66,3 |
41,0 |
5600 |
|
216 |
80 |
140 |
26 |
70,2 |
45,0 |
5300 |
|
217 |
85 |
150 |
28 |
83,2 |
53,0 |
5000 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Средняя серия |
|
|
|
|
304 |
20 |
52 |
15 |
15,9 |
7,8 |
16000 |
|
305 |
25 |
62 |
17 |
22,5 |
11,4 |
14000 |
|
306 |
30 |
72 |
19 |
28,1 |
14,6 |
11000 |
|
307 |
35 |
80 |
21 |
33,2 |
18,0 |
10000 |
|
308 |
40 |
90 |
23 |
41,0 |
22,4 |
9000 |
|
309 |
45 |
100 |
25 |
52,7 |
30,0 |
8000 |
|
310 |
50 |
110 |
27 |
61,8 |
36,0 |
7500 |
|
311 |
55 |
120 |
29 |
71,6 |
41,5 |
6700 |
|
312 |
60 |
130 |
31 |
81,9 |
48,0 |
6000 |
|
313 |
65 |
140 |
33 |
92,3 |
56,0 |
5600 |
|
314 |
70 |
150 |
35 |
104,0 |
63,0 |
5300 |
|
315 |
75 |
160 |
37 |
112,0 |
72,5 |
5000 |
|
316 |
80 |
170 |
39 |
124,0 |
80,0 |
4500 |
|
317 |
85 |
180 |
41 |
133,0 |
90,0 |
4000 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Тяжелая серия |
|
|
|
|
405 |
25 |
80 |
21 |
36,4 |
20,4 |
11000 |
|
406 |
30 |
90 |
23 |
47,0 |
26,7 |
10000 |
|
407 |
35 |
100 |
25 |
55,3 |
31,0 |
8500 |
|
408 |
40 |
110 |
27 |
63,7 |
36,5 |
8000 |
|
409 |
45 |
120 |
29 |
76,1 |
45,5 |
7000 |
|
410 |
50 |
130 |
31 |
87,1 |
52,0 |
6300 |
|
411 |
55 |
140 |
33 |
100,0 |
63,0 |
6000 |
|
412 |
60 |
150 |
35 |
108,0 |
70,0 |
5600 |
|
413 |
65 |
160 |
37 |
119,0 |
78,1 |
5300 |
|
414 |
70 |
180 |
42 |
143,0 |
105,0 |
4500 |
|
415 |
75 |
200 |
48 |
163,0 |
125,0 |
4000 |
|
416 |
80 |
210 |
52 |
147,0 |
135,0 |
3800 |
|
|
|
|
|
|
|
44 |
|
Расчет подшипников тихоходного вала
Посадочный диаметр под подшипник d6 |
=45 мм (рис. 4), а |
|
частота вращения п2 =120,978 |
мин-1 (п.5 расчёта), заданная |
|
долговечность |
|
|
Lhзад = tсут ·260·5= 10*260*5 |
= 13000 |
час, |
где tсут – см. задание. |
|
|
По (табл. 19) выбираем шариковый однорядный подшипник |
||
средней серии, его номер 309 |
|
|
Для него: |
|
|
Динамическая грузоподъемность С = 52,7 |
кН, |
|
Статическая грузоподъемность С0= 30 |
кН. |
|
Наиболее нагруженным будет подшипник в опоре С, для которого и будем производить расчет.
Суммарная реакция RC в опоре С от сил Ft2 и Fr2и в вертикальной и горизонтальной плоскостях ( RСг и RСв ):
RС =
(R |
г |
) |
2 |
+ (R |
в |
) |
2 |
|
|
|
|
||||
C |
|
|
C |
|
|
||
= √321,252 + 882,52 = 939,15
Н,
где значения |
R |
г |
и R |
в |
расчитаны выше. |
|
|
||
С |
С |
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
Полная реакция |
в точке С с учетом |
нагрузки |
от муфты |
||||
( R |
н |
) (рис. 7): |
|
|
|
|
|
|
|
С |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
FrC = RС + RС н = 939,15+3372,6 = 4311,75 |
Н = 4,31 |
кН, |
|||||||
где значение |
R |
н |
расчитаны выше. |
|
|
||||
С |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
45
Рис. 7. К определению полной реакции Rc полн в т. С с учетом нагрузки от муфты FМ
Поскольку данный подшипник работает при переменном режиме нагружения, то эквивалентная динамическая нагрузка РЕ определяется:
РЕ = 3 |
|
Р3 |
L |
+ Р3 |
L |
|
, Н |
1 |
1 |
2 |
2 |
|
|||
|
L1 |
+ L2 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
где Р1, Р2 – постоянная нагрузка на режимах работы соответствующих Т и Т ′ (см.график нагружения в задании).
Поскольку в прямозубой передаче осевая сила отсутствует, то эквивалентная динамическая нагрузка на первом режиме нагружения определяется следующим образом (этот режим соответствует работе при максимальном моменте Т) :
Р1 = Рr1 = FrC ∙ V ∙ Кб ∙ КТ.
При вращении внутреннего кольца коэффициент вращения V = 1.
Коэффициент безопасности для редукторов Кб = 1,4. Температурный коэффициент КТ = 1 при температуре в
редукторе до 100 С.
На первом режиме нагружения (см.задание – при моменте Т)
Р1 |
= Рr1 |
= FrC ∙ V ∙ Кб ∙ КТ = 4,31*1*1,4*1 = 6,03 |
кН. |
|||
|
На втором режиме нагружения (см.задание -при моменте Т' ): |
|||||
Р2 |
= Рr2 |
= Рr1 · |
Т'/ Т = 6,03*0,85 = 5,125 |
кН. |
||
|
Продолжительность действия нагрузки при первом режиме |
|||||
нагружения Lh1 (час.) и L1 (млн. об): |
|
|||||
Lh1 = t ∙ д ∙ L = 7*260*5 = 9100 |
час. |
|||||
L1 = |
60n2 Lh1 |
= 60*120,978*9100/106 = 66,05 |
млн.об. |
|||
|
106 |
|
||||
Значения t, д – см. исходные данные в задании. Продолжительность действия нагрузки при втором режиме
нагружения Lh2 (час) и L2 (млн. об): |
|
Lh2 = t′ ∙ д ∙ L = 3*260*5 = 3900 |
час. |
|
46 |
Значения t′ – см. исходные данные в задании.
|
60n L |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
L2 = |
|
|
2 |
|
h2 |
|
= 60*120,978*3900/106 = 28,3 |
||||||
|
|
10 |
6 |
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Эквивалентная динамическая нагрузка: |
|
||||||||||||
|
|
3 |
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|
|
|
РЕ = 3 |
Р |
L |
|
+ |
Р |
L |
3 |
6,033 66,05+5,1253 28,3 |
= 5,8 |
||||
|
|
|
|||||||||||
1 |
1 |
|
|
2 |
2 |
= √ |
|
|
|||||
|
|
|
L + L |
|
|
|
66,05+28,3 |
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 |
|
|
2 |
|
|
|
|
|
||
млн.об.
кН.
По таблице 19 выбираем шариковый радиальный однорядный
подшипник легкой серии, его номер 209 |
|
Для него: |
|
Динамическая грузоподъемность С = 33,2 |
кН, |
Долговечность подшипника легкой серии: |
|
|
|
|
|
C |
3 |
10 |
6 |
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||
|
a |
|
|
|
|
33,2 |
|
106 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
|
||||
Lh = |
|
23 |
|
P |
|
|
60n |
= 0,75 ( |
|
) |
|
= 19379 |
||
|
|
|
|
|
|
5,8 |
|
60 120,978 |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
E |
|
|
|
2 |
|
|
|||||
где коэффициент |
а |
23 = 0,75 для шарикоподшипников |
||||||||||||
час.
По таблице 19 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии, его номер 309
Для него:
Динамическая грузоподъемность С =52,7 кН Долговечность подшипника средней серии:
|
|
|
|
C |
|
3 |
10 |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
a |
|
|
|
|
|
|
52,7 3 |
106 |
|
|||
Lh = |
|
23 |
|
|
|
|
|
2 |
= 0,75 ( |
|
) |
|
= 77509 час. |
|
|
|
|
|
|
||||||||
|
|
|
|
E |
|
|
|
5,8 |
|
60 120,978 |
|||
|
|
|
|
P |
|
|
60n |
|
|
||||
Результаты расчета сводим в таблицу:
Диаметр вала |
Серия |
Номер |
Долговечность |
d6, мм |
подшипника |
подшипника |
Lh, часов |
45 |
легкая |
209 |
19379 |
|
|
|
|
47
45 |
средняя |
309 |
77509 |
|
|
|
|
Заданная долговечность : |
|
|
Lhзад = tсут ·260·5 = 10*260*5 |
= 13000 |
часов, |
где tсут – см. исходные данные в задании. |
|
|
Условие выбора серии подшипника – долговечность должна быть больше заданной Lh > Lh зад . Если долговечность обоих подшипников выше заданной, выбираем тот подшипник, у которого долговечность Lh ближе к заданной Lh зад.
Таким образом, на тихоходный вал целесообразно выбрать
подшипник №209
Необходимый ресурс обеспечен. Подшипник в опоре А ставят такой же по технологическим соображениям, хотя он и менее нагружен.
Расчет подшипников быстроходного вала
Посадочный диаметр под подшипник d3 = 35 мм (рис. 3),
частота вращения п1= 381,081 мин-1, Т1= 61,9 |
Н·м, (п.5 и п. 7 |
расчета) заданная долговечность Lhзад = 13000 |
час. |
Продолжительность действия нагрузки при первом режиме нагружения (млн.об):
L1б =
60n |
L |
|
1 |
|
h1 |
10 |
6 |
|
|
||
= 60*381,081*9100/106 = 208,1
млн.об,
Продолжительность действия нагрузки при втором режиме нагружения (млн.об):
L2б = |
60n1 Lh2 |
= 60*381,081*3900/106 = 89,2 |
млн.об. |
106 |
Сила, действующая на вал от клиноременной передачи определена в п.14 раздела «Расчет клиноременной передачи» и равна:
Fr= 539,25 Н
48
Эта сила действует в плоскости неопределенного направления. Определение реакций от силы Fr в точке С' (рис. 8):
RC рем=
ΣМА' = 0
F |
(a + b + |
r |
|
|
a + b |
c
RC′рем · (a' + b') – Fr · (a' + b' + c') = 0
) |
=539,25*(0,043+0,043+0,07)/(0,043+0,043)= |
|
|
|
978,2 Н. |
Рис. 8. Определение реакции в опоре С′ быстроходного вала от Fr.
Полная реакция в точке С' от сил в зацеплении и от нагрузки в клиноременной передаче Fr равна:
FrC' = RC + RC рем = 939,15+978,2 = 1917,35 Н = 1,92 кН Эквивалентная динамическая нагрузка на первом режиме
нагружения, соответствующем максимальному |
моменту |
Т |
(см.задание): |
|
|
Р1 = Pr1 = FrC' · V ∙Kб ∙ KT =1,92*1*1,4*1 = 2,69 |
кН. |
|
На втором режиме нагружения (см.задание -при моменте Т' |
): |
|
Р2 = Рr2 = Рr1 · Т'/ Т = 2,69*0,85 = 2,28 |
кН. |
|
Эквивалентная динамическая нагрузка: |
|
|
РЕ =
|
Р |
3 |
L |
+ Р |
3 |
L |
|
|
|
|
|
||
3 |
1 |
1б |
2 |
2б |
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
L |
+ L |
|
|
|
|
|
1б |
2б |
|
|
3 |
2,693 208,1+2,283 89,2 |
|
|
= = √ |
|
|
= 2,6 |
208,1+89,2 |
|
||
|
|
|
|
кН.
По таблице 19 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник средней серии, его номер 307.
49
Для него:
Динамическая грузоподъемность С = 33,2 кН,
Долговечность подшипника средней серии:
|
|
|
|
C |
|
3 |
10 |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
a |
|
|
|
|
|
|
33,2 3 |
106 |
|
|
|||
Lh = |
|
23 |
|
|
|
|
|
1 |
= 0,75 ( |
|
) |
|
= 68294,5 |
час. |
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
E |
|
|
|
2,6 |
|
60 381,081 |
|
|||
|
|
|
|
P |
|
|
60n |
|
|
|
||||
где коэффициент
а
23 = 0,75 для шарикоподшипников
По таблице 19 выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник тяжелой или легкой серии, его номер 207.
Для него:
Динамическая грузоподъемность С = 25,5 кН Долговечность подшипника тяжелой серии:
|
|
|
|
C |
3 |
10 |
6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
a |
|
|
|
|
25,5 |
|
|
106 |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
3 |
|
|
|||||
Lh = |
|
23 |
|
P |
|
|
60n |
= 0,75 ( |
|
) |
|
|
= 30945 |
||
|
|
|
|
|
|||||||||||
|
|
|
|
|
|
2,6 |
|
|
|
60 381,081 |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
E |
|
|
1 |
|
|
|
|
|||||
Результаты расчета сводим в таблицу:
час
Диаметр вала |
Серия |
Номер |
Долговечность |
d3, мм |
подшипника |
подшипника |
Lh, часов |
35 |
средняя |
307 |
68294,5 |
|
|
|
|
35 |
легкая |
207 |
30945 |
|
|
|
|
Заданная долговечность : |
|
|
|
Lhзад = tсут ·260·5 = 10*260*5 |
= 13000 |
час, |
|
где tсут – см. исходные данные в задании. |
|
||
Условие выбора серии подшипника – долговечность должна быть больше заданной Lh > Lh зад .
Если долговечность обоих подшипников выше заданной, выбираем тот подшипник, у которого долговечность Lh ближе к
заданной Lh зад.
Таким образом, на быстроходный вал целесообразно выбрать
подшипник №207
50