Кинематический расчёт редуктора. Определение скорости, мощности на валах.
Таблица 2.
|
|
Скорость вращения валов, ω (р/с) |
Частота вращения, n (об/мин) |
Крутящий момент на валах, Т (Нм) |
Мощность на валах, Р (кВт) |
|
1 вал |
26.25 |
250.8 |
1201 |
32 |
|
2 вал(раб) |
10.5 |
100 |
2857 |
30 |
1.Определение скорости вращения валов редуктора:
nраб.=100 (об/мин.)
ωраб.=π*nраб./30; ωраб.=3,14*100/30=10.5 (р/с)
ω1 = ωраб*U ред.; ω1 = 10.5 *2.5=26.25 (р/с)
n1 = ω1*30/π; n1 =26.25*30/3,14=250.8 (об/мин.)
2.Определение мощности на валах:
Р1 = Рраб/ηред.*η2под.; Р1 = 30/0,965*0,9932 =31.54 (кВт)
3.Определение крутящих моментов на валах:
Траб =Рраб*103/ ωраб =30*103/10.5=2857 (Нм)
Т1 =Р1*103/ω1
=32*103/26.25
=1201
(Нм)
Расчёт зубчатых колёс редуктора.
Внешний делительный диаметр колеса:
de2=
кd
,где
de2=99*
=564.3(мм)
Принимаем по ГОСТу 12289-76 стандартное значение de2=560(мм)
Принимаем число зубьев шестерни: Z1=25
Число зубьев колеса:
Z2= Z1*U ; Z2=25*2.5=62.5
Примем число зубьев: Z2=63
U= Z2/ Z1; U=63/25=2.52
Отклонение от заданного 2.52-2.5/2.5*100=0.8%,что соответствует ГОСТу 12289-76
Внешний окружной модуль:
me= de2/ Z2 ; me=560/63=9(мм)
Углы делительных конусов:
ctgδ1=U=2.5; δ1=21˚
δ2=90˚- δ1; δ2=90˚-21˚=69˚
Внешнее конусное расстояние:
Re=0,5*me
;
Re=0,5*9
=301(мм)
Длина зуба:
b= ΨbReRe; b=0,285*301=85.8(мм)
Принимаем: b=86(мм)
Внешний делительный диаметр шестерни:
de1 = me*z1; de1 =9*25=222(мм)
Средний делительный диаметр шестерни:
d1=2*(Re-0,5*b)* sinδ1; d1=2*(301-0,5*86)* sin21˚=180(мм)
Средний делительный диаметр колеса:
d2=m Z2; d2=7.7*63=480(мм) ,где
Средний окружной модуль:
m= me*R/Re; m=9*258/301=7.7(мм)
Cреднее конусное расстояние:
R=Re-0,5*b; R=301-0,5*86=258(мм)
Внешние диаметры шестерни и колеса(по вершинам зубьев):
dae1= de1+ 2me*сosδ121˚; dae1=222+2*9* сosδ121˚=238(мм)
dae2=de2+ 2me*сosδ269˚; dae2=560+2*9* сosδ269˚=566(мм)
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:
Ψbd=b/ d1; Ψbd=86/180=0,47
Cредняя окружная скорость колёс:
v=ω1*d1 /2; v= 3026.25*180/2 = 2,4 (м/с)
Определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHβ*KHa*KHv; KH=1,04*1,09*1,05=1,1
По табл 3.5 при Ψbd=0,3 ,консольном расположении колёс и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба,KHβ =1,04
По табл. 3.4 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями,KHa=1,09
По табл. 3.6 коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при v≤5 (м/с); KHv=1,05
Контактное напряжение:
σн2=
;
σн2=
*
=213≤
[ σH](МПа)
σн1=
;
σн1=
*
=120≤
[ σH](МПа)
Силы, действующие в зацеплении:
Окружная
Ft =
;
Ft
=
=13305 (H)
Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса:
Fr1= Fa2= Ft*tg20˚*cos21˚; Fa1=13305*0,3639*0,9335=4311(H)
Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса:
Fa1=Fr2= Ft*tg20˚*sin21˚; Fa1=13305*0,3639*0,3583=4071(H)
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
σF1
=
≤
[ σF];
σF1
=
=30762/364,8=117≤
[ σF](МПа)
σF2
=
≤
[ σF];
σF2
=
=30762/364,8=111≤
[ σF](МПа)
Коэффициент нагрузки Kf = Kfβ*Kfv; Kf =1,05*1,25=1,31
По табл. 3.7 при Ψbd=0,3 консольном расположении колёс и твердости HB<350 Kfβ = 1,05
По табл. 3.8 при твердости HB<350,скорости v=2,6 (м/с) и 8-й степени точности Kfv=1,25
Υf – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv.
Zv1 =Z1/ сosδ1; Zv1 =25/0,9335=26.7
Zv2 =Z2/ сosδ2; Zv2 =63/0,3583=175
При этом Υf1=3,80 и Υf2=3,60
Предварительный расчёт валов редуктора.
Стр 232 рис 10.4
= 25МПа – допускаемое напряжение на
кручение.
dв1=
dв1=
=62.2(мм);
dв1=63(мм)
dв2=
dв2=
=89.4(мм);
dв2=90(мм)
Определение размеров зубчатых металлических колёс:
Шестерня
1.Диаметр ступицы стальных колёс.
dст ≈1,6*dв1; dст ≈1,6*63=100(мм)
2.Длина ступицы.
lст ≈ (1,2÷1,5)*dв1; lст ≈1,5*63=96(мм)
3.Толщина обода цилиндрических колёс.
δ0 =(3,0 ÷ 4,0)m; δ0=3*7.7=22(мм)
4.Толщина диска конического колеса
с =(0,1÷0,17)* Re; с=0,1*301=39(мм)
Колесо
1.Диаметр ступицы стальных колёс.
dст ≈1,6*dв2; dст ≈1,6*90=144(мм)
2.Длина ступицы.
lст ≈ (1,2÷1,5)*dв2; lст ≈1,3*90=117(мм)
3.Толщина обода цилиндрических колёс.
δ0 =(3,0 ÷ 4,0)m; δ0=3*7.7=22(мм)
4.Толщина диска конического колеса
с =(0,2 ÷ 0,3)* Re с=0,1*301=39(мм)
5.Диаметр отверстия для колеса
Dотв.=0,5(Dо2 + dст2); Dотв.=0,5(375 +144)=260 (мм),где Dо2= 375 (мм)
Dотв.=
; Dотв.=
=58(мм)
Конструкция корпуса.
Одноступенчатый конический редуктор.
1.Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого цилиндрического редуктора.
δ =0,05*Re+1; δ=0,05*223,6+1=12(мм)
δ1 = 0,04*Re+1 ; δ1=0,04*223,6+1=9мм
2.Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса.
b= 1,5*δ; b=1,5·12=18(мм)
3 Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса.
b1=1,5*δ1; b1= 1,5·9=13,5(мм)
4.Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки.
Р=2,35*12; P=2,35*12=28(мм)
5.Толщина рёбер основания корпуса.
m=(0.85÷1)*δ; m=0,9*12=10(мм)
6.Толщина рёбер крышки
m1=(0.85÷1)*δ1; m1=0,9*9=8(мм)
7.Диаметр Фундаментных болтов.
d1=0,072*Re+12; d1 = 0,072*223,6+12=28(мм)
8.Диаметры болтов у подшипников, соединяющих основание корпуса с крышкой.
d2 = (0.7÷0.75)*d1; d2=0,72*28=20(мм)
d3 = (0.5÷0.6) d1; d3=0,55*28=16(мм)
9.Крепление крышки подшипника.
d4 = М10
Подбор муфт.
Муфты фланцевые (по ГОСТ 20761-80,с сокращениями)
Стр 268
Муфта
рабочего вала: d=50(мм); D=
190(мм); l=82 (мм); L=170
(мм)
Муфта вала колеса: d=70 (мм); D= 190 (мм); l=82 (мм); L=170 (мм)