Полезное:
Как сделать разговор полезным и приятным
Как сделать объемную звезду своими руками
Как сделать то, что делать не хочется?
Как сделать погремушку
Как сделать так чтобы женщины сами знакомились с вами
Как сделать идею коммерческой
Как сделать хорошую растяжку ног?
Как сделать наш разум здоровым?
Как сделать, чтобы люди обманывали меньше
Вопрос 4. Как сделать так, чтобы вас уважали и ценили?
Как сделать лучше себе и другим людям
Как сделать свидание интересным?
Категории:
АрхитектураАстрономияБиологияГеографияГеологияИнформатикаИскусствоИсторияКулинарияКультураМаркетингМатематикаМедицинаМенеджментОхрана трудаПравоПроизводствоПсихологияРелигияСоциологияСпортТехникаФизикаФилософияХимияЭкологияЭкономикаЭлектроника
|
Расчет и проектирование поликлиновой ременной передачиоткрытого типа Выбор ремня По номограмме [1c84] выбираем ремень сечения К Диаметры шкивов Минимальный диаметр малого шкива d1min =40 мм [1c84] Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше d1 =100 мм Диаметр большого шкива d2 = d1u(1-ε) =100∙3,58(1-0,02) = 351 мм где ε = 0,02 – коэффициент проскальзывания принимаем d2 = 355 мм Фактическое передаточное число u = d2/d1(1 – ε) = 355/100(1 – 0,02) = 3,62 Отклонение от заданного Δu = (3,62 – 3,58)·100/3,58 = 1,1% < 4% Межосевое расстояние a > 0,55(d1+d2) + H = 0,55(100+355) + 4,0 = 254 мм h = 4,0 мм – высота ремня сечением K принимаем а = 300 мм Длина ремня L = 2a + w +y/4a w = 0,5π(d1+d2) = 0,5π(100+355) = 715 y = (d2 - d1)2 = (355 – 100)2 =65025 L = 2∙300 + 715 +65025/4∙300 =1369 мм принимаем L =1400 мм Уточняем межосевое расстояние a = 0,25{(L – w) + [(L – w)2 – 2y]0,5} = = 0,25{(1400– 715) +[(1400– 715)2 - 2∙65025]0,5} = 317 мм
Угол обхвата малого шкива α1 = 180 – 57(d2 – d1)/a = 180 – 57(355-100)/317 = 134º Скорость ремня v = πd1n1/60000 = π100∙950/60000 = 5,0 м/с Окружная сила Ft = N/v = 3,08∙103/5,0 = 616 H Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем Коэффициенты Cp = 0,9 – спокойная нагрузка при двухсменном режиме Cα = 0,89 – при α1 = 134º Сl = 1,10 – коэффициент учитывающий отношение L/L0, L0=0,71 м [Р] = Р0CpCα P0 = 2,2 кВт – номинальная мощность передаваемая одним ремнем [Р] = 2,2∙0,9∙0,89·1,10 = 1,94 кВт Число клиньев Z = 10Р/[Р] = 10·3,08/1,94 =15,9 принимаем Z = 16 Натяжение ветви ремня F0 = 850Р /VCpCα = = 850∙3,08/5,0∙0,89∙0,9 = 654 H Сила действующая на вал Fв = 2F0sin(α1/2) = 2∙654sin(134/2) =1203 H
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня σmax = σ1 + σи+ σv < [σ]p = 10 Н/мм2 σ1 – напряжение растяжения σ1 = F0/A + Ft/2A = 654/121+616/∙2∙121 = 7,95 Н/мм2 А – площадь сечения ремня
А = 0,5b(2H – h) b – ширина ремня b = (z – 1)p + 2f = (16– 1)2,4 + 2·3,5 = 43,0 мм А = 0,5·43,0(2·4,0 – 2,35) =121 мм2 σи – напряжение изгиба σи = Eиh/d1 = 80∙2,35/100 = 1,88 Н/мм2 Eи = 80 Н/мм2 – модуль упругости σv = ρv210-6 = 1300∙5,02∙10-6 = 0,03 Н/мм2 ρ = 1300 кг/м3 – плотность ремня σmax = 7,95+1,88+0,03 = 9,86 Н/мм2 условие σmax < [σ]p выполняется
6 Нагрузки валов редуктора Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная Ft = 3993 Н радиальная Fr =1481 H осевая Fa = 784 H Консольная сила от ременной передачи действующая на быстроходный вал Fв = 1203 Н. Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал Fм = 125·Т31/2 = 125·511,71/2 = 2828 Н
Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора 7 Проектный расчет валов редуктора.
Материал быстроходного вала – сталь 45, термообработка – улучшение: σв = 780 МПа; Допускаемое напряжение на кручение [τ]к = 10÷20 МПа Диаметр быстроходного вала где Т – передаваемый момент; d1 > (16·105,8·103/π10)1/3 = 38 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 40 мм; длина выходного конца: l1 = (1,2¸1,5)d1 = (1,2¸1,5)40 = 48¸60 мм, принимаем l1 = 50 мм. Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 40+2×2,5 = 45,0 мм, где t = 2,5 мм – высота буртика; принимаем d2 = 45 мм: длина вала под уплотнением: l2» 1,5d2 =1,5×45 = 68 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 45 мм. Вал выполнен заодно с шестерней
Диаметр выходного конца тихоходного вала: d1 > (16·511,7·103/π15)1/3 = 55 мм принимаем диаметр выходного конца d1 = 55 мм; Диаметр вала под уплотнением: d2 = d1+2t = 55+2×3,0 = 61,0 мм, где t = 3,0 мм – высота буртика; принимаем d2 = 60 мм. Длина вала под уплотнением: l2» 1,25d2 =1,25×60 = 75 мм. Диаметр вала под подшипник: d4 = d2 = 60 мм. Диаметр вала под колесом: d3 = d2 + 3,2r = 60+3,2×3,0 = 69,6 мм, принимаем d3 = 70 мм.
Выбор подшипников Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №209 для быстроходного вала и №212 для тихоходного вала.
8 Расчетная схема валов редуктора и проверка подшипников
Рис. 8.1 – Схема нагружения быстроходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А åmA = 67Ft1–134BX = 0 Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ BX = 3993·67/134 =1997 H Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В åmВ = 67Ft1–134АX = 0
Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ АХ = 3993·67/134 =1997 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =1997·67 =133,8 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А åmA = 67Fr +134BY – Fa1d1/2 – 89Fв = 0 Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ BY = (1203·89 + 784·52,99/2 –1481·67)/134 = 214 H Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры В åmВ = 223Fв –134АY + 67Fr + Fa1d1/2 = 0 Отсюда находим реакцию опор В в плоскости YOZ АY = (223·1203 +1481·67 + 784·52,99/2)/134 = 2898 H Изгибающие моменты в плоскости YOZ MY =1203·89 = 107,1 Н·м MY =1203·156 – 2898·67 =-6,5 Н·м MY = 214·67 = 14,3 Н·м Суммарные реакции опор: А = (АХ2 + АY2)0,5 = (19972 +28982)0,5 =3519 H B= (BХ2 + BY2)0,5 = (19972 + 2142)0,5 =2008 H
Схема нагружения тихоходного вала
Рис. 8.2 – Схема нагружения тихоходного вала
Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С åmС = 68Ft – 268Fм +136DX = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ DX = (268·2828 – 68·3993)/136 = 3576 H
Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D åmD = 68Ft + 132Fм –136CX = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ СX = (132·2828 + 68·3993)/136 = 4741 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MX1 =4741·68 =322,4 Н·м MX2 =2828·132 =373,3 Н·м Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С åmС = 68Fr + Fad2/2 –136DY = 0 Отсюда находим реакцию опоры D в плоскости XOZ DY = (68·1481+784·267,01/2)/136=1510 H Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры D åmD = 68Fr – Fad2/2 +136CY = 0 Отсюда находим реакцию опоры C в плоскости XOZ CY = (784·267,01/2 – 68∙1481)/136 = 29 H Изгибающие моменты в плоскости XOZ MY1 = 29·68 = 2,0 Н·м MY2 =1510·68 =102,7·м Суммарные реакции опор: C = (47412 +292)0,5 = 4742 H D = (35762 +15102)0,5 = 3882 H 9 Проверочный расчет подшипников Быстроходный вал Эквивалентная нагрузка P = (XVFr + YFa)KбКТ где Х – коэффициент радиальной нагрузки; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; Fr – радиальная нагрузка; Y – коэффициент осевой нагрузки; Kб =1,3– коэффициент безопасности; КТ = 1 – температурный коэффициент. Отношение Fa/Co = 784/18,6×103 = 0,042 ® е = 0,24 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник А. Отношение Fa/А =784/3519= 0,22 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0 Р = (1,0·1·3519+0)1,3·1 = 4575 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников Стр = 4575(573·27,8·22000/106)1/3 = 32253 Н < C = 33,2 кН Расчетная долговечность подшипника. = 106(33,2×103 /4575)3/60×265 = 24035 часов, > [L]=22000 час
9.2 Тихоходный вал
Отношение Fa/Co = 784/31,0×103 = 0,025 ® е = 0,21 [1c. 131] Проверяем наиболее нагруженный подшипник C. Отношение Fa/C =784/4742= 0,16 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0 Эквивалентная нагрузка Р = (1,0·1·4742+ 0)1,3·1 = 6165 Н Требуемая грузоподъемность подшипника Стр = Р(573ωL/106)1/m, где m = 3,0 – для шариковых подшипников
Стр = 6165(573·5,55·22000·106)1/3 = 25402 Н < C = 52,0 кН Расчетная долговечность подшипника. = 106(52,0×103 /6165)3/60×53=188705 часов, > [L]=22000 час
|