Расчет открытой передачи привода

Исходные данные

 

1. Передаваемая мощность Р₁ = 11 кВт.

2. Частота вращения вала двигателя n₁ = 1460 мин^–1.

3. Частота вращения вала II n₂ = 334,4 мин^–1.

4. Передаточное число передачи u_рп = 4,366.

По таблице 5.2 или по графику (рис. 5.2) при моменте на ведомом шкиве T₂ = 248,3 Н × м выбираем ремень сечения С (В), для которого площадь сечения А = 230 мм² (b_p = 19 мм; h = 13,5 мм).

 

Таблица 9.2

Размеры клиновых ремней (по ГОСТ 1284.1–89)

 

Нормальное сечение ремня	Размеры сечения, мм			А, мм2	Диапазоны расчетных длин L, мм	Dmin = = dp, мм	Рекомендуемый диапа­зон моментов Т2, Н × м
	bp	h	b0
Z (0) А В (Б) С (В) Д (Г) Е (Д) ЕО (Е)	8,5 11,0 14,0 19,0 27,0 32,0 42,0	6 8 10,5 13,5 19 23,5 30,0	10 13 17 22 32 38 50	47 81 138 230 476 692 1170	400–2500 560–4000 1000–6300 1800–10600 3150–15000 4500–18000 6300–14000	63 90 125 200 315 500 800	до 25 11–70 40–190 110–550 450–2000 1100–4500 Свыше 2200

 

Примечания

1. Стандартный ряд расчетных длин: 400; 425; 450; 475; 500; 530; 560; 600; 630; 670; 710; 750; 800; 850; 900; 950; 1000; 1060; 1120; 1180; 1250; 1320; 1400; 1500; 1600; 1700; 1800; 1900; 2000; 2120; 2240; 2360; 2500; 2650; 2800; 3000; 3150; 3350; 3550; 3750; 4000; 4250; 4500; 4750; 5000; 5300; 5600; 6000; 6300; 6700; 7100; 7500; 8000; 8400; 9000; 9500; 10000; 10600; 11200; 11800; 12500; 13200; 14000; 15000; 16000; 17000; 18000 мм.

2. Стандартный ряд диаметров шкивов: 50; 56; 63; 71; 80; 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 280; 315; 355; 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1250; 1400; 1600; 1800; 2000 мм.

3. В скобках даны обозначения сечений ремней по ГОСТ 1284.1–80.

По таблице 9.3 при угле профиля канавок j = 36° определяем диаметр меньшего шкива.

Рис. 9.2. Рекомендуемые сечения ремней

Рекомендуется избегать применения шкивов с D_min (табл. 9.2). Для уменьшения величины напряжений изгиба, снижающих долговечность ремня, выбираются шкивы с диаметрами d _p > D_min. Принимаем d _p = D₁ = 224 мм.

Диаметр ведомого (большего) шкива

D₂ = D₁ × u_рп = 224 × 4.366 = 977.9 мм.

                     Стандартное значение D₂ = 1000 мм.

 

Фактическое передаточное число с учетом коэффициента упругого скольжения ε = 0,01:

 

 

Отклонение от заданного значения

 

 

что допустимо.

Скорость ремня

 

 

Выбираем межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка (если оно задано, то проверяем, попадает ли заданное значение в указанный промежуток).

 

0,7 × (D₁ + D₂) £ а £ 2 × (D₁ + D₂);

 

0,7 × (224 + 1000) £ а £ 2 × (240 +1000);

 

856.8 £ а £ 2448.

 

Принимаем а = 1320 мм.

Расчетная длина ремня

 

Стандартная ближайшая длина ремня по табл. 9.2 L_p = 4250 мм.

 

 

Уточняем межосевое расстояние для выбранной длины ремня:

 

 

где

 

 

= 0,25 × (2485,32 + 2294,1) = 1194,85 мм.

 

Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня

 

а_min = а – 0,015L_p = 1194,85 – 0,015 × 4250 = 1131,1 мм.

 

Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы

 

а_max = а + 0,03 × L_p = 1194,85 + 0,03 × 4250 = 1322,35 мм.

 

Угол охвата на малом шкиве

 

Условие α ³ 120˚ выполняется.

Окружное усилие

 

Частота пробега ремня

Условие n £ 10 с^–1 выполняется.

Исходное удельное окружное усилие K₀ определяем из табл. 9.4 по значению касательного напряжения в ремне (при n = 5 c^–1 s₀ =
= 1,5 МПа, при n = 5–10 c^–1 s₀ = 1,2 МПа, n > 10 c^–1 s₀ = 0,9 МПа); K₀ = 1,89 МПа.

Таблица 9.4

Допускаемое исходное удельное

окружное усилие K₀ для ремней [9]

 

Диаметр малого шкива	Сечение ремня	K0, МПа
		s0 = 0,9 МПа	s0 = 1,2 МПа	s0 = 1,5 МПа
71	Z (0)	1,18	1,45	1,62
80		1,28	1,57	1,74
90 и более		–	1,65	1,86
100	A (A)	1,23	1,51	1,67
112		1,31	1,61	1,80
125 и более		–	1,70	1,91
140	В (Б)	1,23	1,51	1,67
160		1,36	1,67	1,88
180 и более		–	1,74	2,05
200	С (В)	1,23	1,51	1,67
224		1,38	1,69	1,89
250		–	1,84	2,07
280 и более		–	1,91	2,24
315	Д (Г)	1,23	1,51	1,67
355		1,40	1,72	1,93
400		–	1,91	2,16
450 и более		–	1,92	2,24
500	Е (Д)	1,23	1,51	1,67
560		1,40	1,72	1,93
630 и более		–	1,92	2,24
800	ЕО (Е)	1,23	1,51	1,67
900		–	1,73	1,95
1000 и более		–	1,92	2,24

Допускаемое удельное окружное усилие

 

K = K₀ × С₁ × С₂ × С₃,

 

где С₁, С₂, С₃ – поправочные коэффициенты:

С₁ – коэффициент угла обхвата (табл. 9.5);

С₂ – коэффициент скорости (табл. 9.6);

С₃ – коэффициент режима работы (табл. 9.7).

 

K = 1,89 × 0,93 × 0,94 × 1,0 = 1,652 МПа.

 

Таблица 9.5

Значения коэффициента С₁

 

Угол обхвата a, град	Коэффициент С1		Угол обхвата a, град	Коэффициент С1
	плоские ремни	клиновые ремни		плоские ремни	клиновые ремни
70	–	0,52	130	0,85	0,87
80	–	0,62	140	0,88	0,90
90	–	0,68	150	0,91	0,93
100	–	0,74	160	0,94	0,96
110	0,79	0,79	170	0,97	0,98
120	0,82	0,83	180	1,0	1,0

 

Таблица 9.6

Значения коэффициента С₂

 

Коэффициент С2	Скорости ремня u, м/с
	1	5	10	15	20	25	30	35	40	50	70
Для ремней плоских	1,04	1,03	1,00	0,95	0,88	0,79	0,68	–	–	–	–
клиновых	1,05	1,04	1,00	0,94	0,85	0,74	0,60	–	–	–	–

 

Таблица 9.6

Значения коэффициента С₃

 

Характер нагрузки	Тип машины	Коэффициент С3
Спокойная нагрузка. Пусковая нагрузка до 120 % номинальной	Электрические генераторы, вентиляторы, компрессоры, ленточные конвейеры, токарные, сверлильные, шлифовальные станки	1,0
Умеренные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 150 % номинальной	Поршневые насосы и компрессоры с тремя и более цилиндрами. Пластинчатые конвейеры. Станки-автома-ты. Фрезерные станки	0,9
Значительные колебания нагрузки. Пусковая нагрузка до 200 % номинальной	Реверсивные приводы. Элеваторы, винтовые прессы. Строгальные и долбежные станки	0,8

 

Необходимое число ремней

 

 

Принимаем z = 2.

Сила, действующая на валы:

 

F_n = 2s₀ × A × Z × sin (a / 2) =

= 2 × 1,5 × 230 × 2 × sin (147°75² / 2) = 1325,108 H.

 

Силу F_n считаем направленной по межосевой линии.

Расчетная долговечность ремня

 

 

где s_N – временной предел выносливости (для клиновых ремней принимаем s_N = 9 МПа);

k₁ – коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа u на долговечность ремня в зависимости от напряжения изгиба (при u = 1; 1,26; 1,41; 2; 4 k₁ = 1; 1,3; 1,4; 1,7; 1,9 соответственно);

k₂ – коэффициент, учитывающий режим работы передачи (при постоянной нагрузке k₂ = 1; при переменной нагрузке k₂ = 1,8).

s_max – максимальное напряжение в цикле для ремней;

 

s_max = s₀ + s_t / 2 + s_и + s_ц,

 

где s₀ – напряжение в ремне от силы предварительного натяжения (см. выше);

s_t / 2 = F_t / 2A – напряжение от окружного усилия;

s_и = E_и × d / D_min – напряжение изгиба (d = h – толщина или высота ремня; E_и – модуль упругости ремня при изгибе: Е_и = 80 – 140 МПа для прорезиненных ремней; D_min – диаметр меньшего шкива;

s_ц = r × u² × 10^–6 – напряжение от центробежных сил (r = 1250–1500 кг/м³ для прорезиненных ремней; r = 600–1200 кг/м³ для синтетических ремней);

m – показатель степени (для клиновых ремней m » 8).

Определяем максимальное напряжение в ремне

 

 

= 1,5 + 1,398 + 6,027 +0,0768 = 9 МПа;

 

 

Для ремня сечения В условия долговечности соблюдаются.

Ширина обода шкива

 

M = (Z_n – 1) e + 2f = (2 – 1) 25,5 + 2 · 17 = 59,5 мм.

 

Наружный диаметр шкива

 

d_ei = D_i + 2b

=224+2*5,7=235,4

=900+2*5,7=911,4

 

Предварительный расчет и проектирование валов редуктора.

 

Выполнятся без учета деформации изгиба, только на кручение.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала, мм.

 

 

где  – допускаемое напряжение на кручение, для валов из углеродистой стали равное 20 МПа.

Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: =40мм

Диаметр вала под уплотнение:

Округлив полученное значение до стандартного получим =45мм.

 

Диаметр вала под подшипники:

Округлив полученное значение до стандартного получим =50мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Округлив полученное значение до стандартного получим =52мм.

Диаметр буртика вала:

Округлив полученное значение до стандартного получим =60мм.

 

 

Ведомый вал, ,мм.

 

 

где  – допускаемое напряжение на кручение, равное 20 МПа.

Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: =70мм

Диаметр вала под уплотнение:

Округлив полученное значение до стандартного получим =75мм.

Диаметр вала под подшипники:

Округлив полученное значение до стандартного получим =80мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Округлив полученное значение до стандартного получим =82мм.

Диаметр буртика вала:

Округлив полученное значение до стандартного получим =90мм.

 

Выбор муфты.

 

 

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП с цилиндрическими расточками полумуфт по наибольшему диаметру вала  .

Вращающий момент рассчитан ранее:

Т = 1204,5 Н м

По таблице выбираем коэффициент режима работы откуда – k_p=1,5.

Рассчитаем расчётный момент Т_р.

По таблице находим, что для валов диаметром 90 мм подходит муфта с наружным диаметром D = 400 мм и допускаемым расчётным моментом Т_р=2 кН м.

 

 

 

8.0. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпуса редуктора.

Зубчатые колеса:

В редукторе целесообразно применить насадные шестерню и зубчатое колесо.

Для шестерни важным параметром является только ширина зубчатого венца: b₁ = 105 мм.

Длина ступицы шестерни:

L_ст =(1,0..1,5) d_вал =(1,0..1,5) 52 = (52…78) мм.

Принимаем L_ст =70мм.

Для ведомого зубчатого колеса принимаем см. рис 3:

d_a = 312 мм.

d_вал = 68 мм.

d_ст = (1,5..1,7)d_вал =(1,5..1,7)68=(102…115,6) мм.

Принимаем d_ст=110мм.

L_ст =(1,0..1,5) d_вал = (1,0..1,5) 82 = (82…123) мм.

Принимаем L_ст =70мм как у шестерни.

с = (0,2..0,4)b₂ =(0,2..0,4)50=(10…20) мм.

Принимаем С=10мм

g = (1,8..3)m =(1,8..3)4=(7,2…12) мм.

Принимаем g =10мм.

g_ст = 15 мм.

D_отв = 0,5(d_a – 4,5m – 2g + d_ст) = 0,5(312 – 4,5∙4 – 2∙10 + 110) = 196,5 мм.

d_отв = (0,35..0,4)( d_a – 4,5m – 2g – d_ст) = (0,35..0,4)(312 – 4,5∙4 – 2∙10 -110) = (60..70)мм.

Принимаем d_отв=65мм

Размер фасок по торцам зубчатого венца: n = 0.5m = 0.5∙4 =2 мм.

Рис. 3 Конструкция зубчатого колеса.

Корпус редуктора:

Толщина стенки редуктора (по литейным требованиям d ≥8,0 мм):

d=0.025а + 1= 0.025∙200 + 1= 6 мм.

Принимаем d=8 мм.

 

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

 

до боковой поверхности вращающейся части – с = (1,0..1,2)δ = 8 мм.

до боковой поверхности подшипника качения – с₁ = 3..5 мм.

 

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

 

до внутренней поверхности стенки редуктора – с₅ = 1,2δ = 9,6 мм.

до внутренней нижней поверхности стенки кор­пуса – с₆ = (5..10)m = 20 мм.

 

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора – c₇ = 5..8 мм.

 

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром d_болт=1,5δ=12мм.,   

 k=f(d_болт) – S = k + δ + 6 = 33 + 8 + 6 = 33 мм.

Диаметры болтов, соединяющих:

- редуктор с рамой – d₁ = 2,0∙δ = 16 мм.

- корпус с крышкой у бобышек подшипников – d₂ = 1,5∙δ = 12 мм.

- корпус с крышкой по периметру соединения – d₃ = 1,0∙δ = 8 мм.

- корпус со смотровой крышкой – d₄ = 6 мм.

 

Число болтов:

- диаметром d₁ – z₁ = (L_нар + B_нар)/(200..300) = 4 шт.

- диаметром d₂ – z₂ = 8 шт.

- диаметром d₃ – выбирается так, чтобы расстояние L между болтами L = (12..15)d₃

 

Ширина фланцев редуктора:

- фундаментного – S₁ = δ + x + k₁ = 8 + 2 + 40 = 50 мм.

- корпуса и крышки (у подшипников) – S₂ = δ + x + k₂ = 8 + 3 + 33 = 44 мм.

- корпуса и крышки (по периметру) – S₃ = δ + x + k₃ = 8+3+24 = 35 мм.

 

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментного – δ_фл1 = 2,3∙δ = 19 мм.

- корпуса – δ_фл2 = 1,5∙δ = 12 мм.

- крышки – δ_фл3 = 1,35∙δ = 11 мм.

 

 Предварительный выбор подшипников качения.

 

В качестве опор валов предварительно выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии

 

для ведущего вала – Подшипник 210 ГОСТ 8338-75 – 2шт.

которые имеют следующие характеристики:

С=33,2 кН; d=50 мм; D = 90 мм; В= 20 мм; r = 2 мм.

для ведомого вала – Подшипник 216 ГОСТ 8338-75 – 2шт.

которые имеют следующие характеристики:

С=66,3 кН; d=80 мм; D = 140 мм; В= 26 мм; r = 3 мм.

⇐ Предыдущая1234Следующая ⇒

Поделиться: