Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей (стр. 3 из 4)
L0 = (1,6..2) d = 142 мм
L1 = 20..25 мм = 25 мм
Lп ≈ 0,5 dп = 40 мм
L2 = 10..12 мм = 12 мм
L3 = b1 = 100 мм
L4 = L2 = 12 мм
Тогда:
L = 164 мм
а = 115 мм
Окружная сила
Ft = 2T2∙103/d1 = 2∙1500∙103/71 = 40000 Н
Осевое усилие
Fa = Ft ∙ tgβ = 40000 ∙ tg10,23 = 7219 Н
Радиальная нагрузка
Fr = Ft ∙ tgα / cosβ = 40000∙tg20/cos10,23 = 14794 Н
Построение эпюр:
 |
 |
l 
RbA = 0,5∙ Fr + Fa∙d1/2L
RbB = 0,5∙ Fr - Fa∙d1/2L
RbA = 0,5∙14794 + 7219/2∙164 = 7419 Н
RbB = 0,5∙14794 – 7219/2∙164 = 7375 Н
Проверка:RbA+ RbB - Fr = 0
7419+7375 - 14794 = 0 Верно.
М1 = RbA∙ L/2
М = RbB∙ L/2
М1 = 7419∙164/2∙1000 = 608,4 Н∙м
М = 7375∙164/2∙1000 = 604,8 Н∙м
RГА = RГВ = 0,5∙Ft
М2 = Ft∙ L/4
RГА = RГВ = 0,5∙ 40000 = 20000 H
М2 = 40000∙164/4∙1000 = 1640 Н
Проверка: RГА + RГВ - Ft = 0
20000+20000 - 40000 = 0 Верно.
 |
а
 |
RAM = FM∙(L+a)/L
RBM = FM∙a/L
FM = 125 (T2)1/3
FM = 125∙(1500)1/3 = 1430,9 Н
RAM = 1430,9∙(164+115)/164 = 2434,3 Н
RBM =1430,9∙ 115/164 = 1003,4 Н
Мм = FM∙ а
Мм = 1430,9∙115/1000 = 164,6 Н
Найдем общий момент:
MОБЩ = [(M1)2 + (M2)2]1/2 + 0,5∙Мм
MОБЩ = [(608,4)2 + (1640)2]1/2 + 0,5∙164,6 = 1831,5 Н
Проверочный расчет ведомого вала.
Сталь 40х улучшенная.
Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2, σг =750 н/мм2
Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2, σг =540 н/мм2
Коэффициент запаса для нормальных напряжений:
nσ = σ-1/(Kσp∙σa + ψσ∙ σm),
где σ-1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1 = 410 МПа
σa– амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa≈ МОБЩ/0,1dп3 = 1831,5/0,1∙803 =
= 35 МПа
σm– среднее значение номинального напряжения, σm= 0.
Kσp– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,0
Тогда:
nσ = 410/(3,0∙ 35,77) = 3,82
Коэффициент запаса для касательных напряжений:
nτ = τ-1/(Kτp∙τa + ψτ∙ τm),
где τ -1 – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ -1 = 240 МПа
τa– амплитуда номинальных напряжений кручения,
τm– среднее значение номинальных напряжений, τa= τm = 1/2∙τ = 10,1
Kτp– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,3
ψτ= 0,1
Тогда:
nτ = 240/(2,3∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,9
Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:
n = nσ∙ nτ /[ (nσ)2 + (nτ)2]1/2
n = 3,82∙9,9 /[3,822 + 9,92]1/2 = 3,56
Проверка соблюдения условия прочности:
nmin ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5
3,56 ≥ 1,5
6.Выбор подшипников.
Так как у нас косозубая передача в редукторе, то следует выбрать шариковые радиальные подшипники, которые можно использовать при небольшой
(до 30%) свободной осевой нагрузке.
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №112
по ГОСТ 8338-75 для быстроходного вала.
Основные характеристики подшипника средней серии:
Наружный диаметр:
D = 130 мм;
Ширина:
b = 31 мм;
Фаска:
r = 3,5 мм
Базовая динамическая грузоподъемность:
Сr = 92,3кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Соr = 48 кН;
Время работы:
LH = 15000 ч.
Выбираем самую нагруженную опору:
RA = [(RГА)2+ (RbА)2]1/2
RB = [(RГB)2+ (RbB)2]1/2
RA = [49092 + 333,442]1/2 = 4920,3 Н
RB = [49092 + 321,562]1/2 = 4919,5 Н
Значит, самая нагруженная опора А.
FA/ Соr = 1771/48∙103 = 0,036 -e = 0,22;
Так как FA/ RA = 1771/4920,3 = 0,36 > e = 0,22 -X= 0,56; Y = 1,99
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA) ∙ Kδ∙KT,где
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X= 0,56
Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,99
V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
Kδ – коэффициент безопасности. Kδ = 1,3
KT – температурный коэффициент. KT = 1.
Fэкв = (0,56 ∙1,99 ∙ 4920,3 + 1,99 ∙ 1771) ∙1,3∙1 =11709,7 Н
Определяем базовый расчет ресурса подшипника LH:
LH = 106∙[Cr/ Fэкв]3/60∙n1
n1 = nдв/Uрем = 1460/2,8 = 505 об/мин
LH = 106∙[92300/ 11709,7]3/60∙505 = 16163,1 ч.
Этот ресурс нас удовлетворяет, значит, оставляем этот подшипник.
Выбираем шариковый радиальный однорядный подшипник №216 по ГОСТ 8338-75 для тихоходного вала.
Основные характеристики подшипника легкой серии: Основные характеристики подшипника средней серии:
Наружный диаметр:
D = 140 мм;
Ширина:
b = 26 мм;
Фаска:
r = 3 мм
Базовая динамическая грузоподъемность:
Сr = 57,0 кН;
Базовая статическая грузоподъемность:
Соr = 45,4 кН;
Время работы:
LH = 15000 ч.
Выбираем самую нагруженную опору:
RA = [(RГА)2+ (RbА)2]1/2
RB = [(RГB)2+ (RbB)2]1/2
RA = [200002 + 74192]1/2 = 21332 Н
RB = [200002 + 73752]1/2 = 21316 Н
Значит, самая нагруженная опора А.
FA/ Соr = 7219/45,4∙103 = 0,15 -e = 0,32;
Так как FA/ RA = 7219/21322 = 0,36 > e = 0,32 -X= 0,56; Y = 1,31
Произведем расчет нагрузки на подшипник:
Fэкв = (X∙V∙FR + Y∙FA) ∙ Kδ∙KT,где
X – коэффициент восприятия радиальной нагрузки. X= 0,56
Y – коэффициент восприятия осевой нагрузки. Y = 1,31
V – коэффициент, учитывающий вращения кольца по отношению к нагрузке. V = 1.
Kδ – коэффициент безопасности. Kδ = 1,3
KT – температурный коэффициент. KT = 1.
Fэкв = (0,56 ∙1,31 ∙ 14794 + 1,31 ∙7219) ∙1,3∙1 =26402 Н