Расчет одноступенчатого цилиндрического редуктора в приводе к мешалке (стр. 3 из 7)

Y_F₁ и Y_F₂ – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяется для косозубых в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса

Y_F₁ = 3, 7 Y_F₂ = 3, 63 K_Fβ = 1

z_υ₂= z₂/cos³β (54)

z_υ₂=187

z_υ₁= z₁/cos³β, (55)

z_υ₁= 41

где β – угол наклона зубьев;

[σ]_F₁ и [σ]_F₂ – допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм².

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_β=1- β/140º (56)

Y_β=0.94

σ_F₂=3, 63*0.94*2016/65*2*1*1*1.04=55 ,

σ_F₁=55*3,7/3,63=56, 5.

Составляем табличный ответ проверочного расчёта

Таблица 6

Параметр		Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения σ, Н/мм²		261	268	Передача испытывает перегрузку 82, 6%. Допустимая перегрузка 5%
Напряжение изгиба Н/мм²	[σ]_F₁	56, 5	294	Передача испытывает допустимую недогрузку
	[σ]_F₂	55

2.4 Расчет открытой передачи

Цель:

1. Выполнить проектный расчёт открытой передачи

2. Выполнить проверочный расчёт открытой передачи

Расчёт клиноремённой передачи.

Проектный расчёт.

2.4.1 Выбрать сечение ремня. Сечение ремня выбрать в зависимости от номинальной мощности двигателя Р_ном = 3 кВт и его частоты вращения n_ном = 955 об/мин. Выбираем ремень нормального сечения «А».

2.4.2 Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d₁_min в зависимости от вращающего момента на валу двигателя Т_дв=30 Н/м и выбранного сечения ремня «А»

d₁_min=112мм

2.4.3 Задаться расчётным диаметром ведущего шкива

d₁=112 мм;

2.4.4 Определяем диаметр ведомого шкива ,d₂ мм;

d₂= d₁*u(1-έ),(57)

где, u-передаточное число ремённой передачи, u=3;

έ-коэффициент скольжения, έ=0, 01 ;

d₂= 336*0, 99=333,

по стандартному ряду выбираем d₂=315мм;

2.4.5 Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение u∆,%, от заданного u, мм;

u_ф= d₂/ d₁(1- έ) (58)

u_ф= 333/112=3

∆u = u_ф-u/u*100

3%(59)

∆u =(3-3)/3 *100 = 0 (отклонений нет)

2.4.6 Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм;

а≥0,55*(d₁+d₂)+h,

где, h-высота сечения клинового ремня, h=8 ;

а≥0,55*(112+315)+8=242, 85

2.4.7 Определяем расчётную длину ремня L, мм;

L =2а+π/2*(d₁+d₂)+( d₂-d₁)²/ 4а (60)

L=2*243+3,14/2*(427)+203/4*243=1198 мм;

По стандартному ряду длина ремня выбирается 1250мм;

2.4.8 Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине;

а=⅛[2 L- π(d₁+d₂)+ √{(2l-π(d₁+d₂)²)-8*(d₂-d₁)²}](61)

а=⅛[2*1250-3.14*427+ √{(2*1250-3.14*(427)²}-8*(203)²}]=270 мм

2.4.9 Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива α₁, град;

α₁=180˚-57˚* d₂-d₁/a; α

120⁰(62)

α₁=180˚-57˚*203/270=137⁰

2.4.10 Определяем скорость ремня υ, м/с;

Допустимая скорость для узкоклинового ремня [υ]=40 м/с;

[υ]≥ υ =π* d₁*n₁/60*10³,(63)

где d₁и n₁диаметр ведущего шкива и его частота вращения

υ=3.14*112*355/60*10³=5, 6 м/с

[υ] ≥ υ

2.4.11 Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1;

[U]≥ U= υ/ L(64)

где [U] - допускаемая частота пробегов [U]=30 с^-1; соотношение [U]≥U условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000-5000 часов.

U=5, 6/1000=0,0056 с^-1

2.4.12 Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнём, [P_n] кВт;

[P_n]= [P₀] C_р*С_α*С_L*C_z, (65)

где C-поправочные коэффициенты: C_р= 1, С_α = 0, 86, С_L = 1, C_z = 0, 9;

[P₀] – приведённая мощность, допускаемая одним клиновым ремнём, [P₀]=1,05

C_р – для двухсменной работы минус 0, 1

[P_n]=1, 05*0,9*0,89*1*0, 9=0, 75

2.4.13 Определяем количество клиновых ремней, Z;

Z=Р_ном/Р_n, Z

5 (66)

Z=3/1, 08=4

2.4.14 Определяем силу предварительного натяжения, F_o, Н;

F_o=850* Р_ном* С_L/ Z *υ* C_р* С_α(67)

Fo=850*3*1 / 4*5, 6*0,89*0,9=142 Н;

2.4.15 Определяем окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней, Ft, Н;

F_t= Р_ном*10³/ υ(68)

F_t=3*10³/5, 6=535 Н;

2.4.16 Определяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, Н:

F₁= F_o+ F_t/2 Z (69)

F₂= F_o- F_t/2 Z

F₁=142+535/8=208 Н

F₂=142-535/8=73, 2 Н

2.4.17 Определяем силу давления ремней на вал, F_on, Н;

F_on =2* F_o* Z*sin α₁ /2 (70)

F_on =2*142*4*sin137/2=1056 Н;

Проверочный расчёт

2.4.18 Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви, σ_max, Н/мм²;

σ_max=σ₁+σ_u+σ_v≤ [σ] (71)

σ₁-напряжение растяжения, Н/мм²

σ₁ = F_o/А +F_t /2А Z . Выбираем А = 81 (по таблице) (72)

σ_u-напряжение изгиба, Н/мм²

σ_u = Е_uh/d₁, (73)

где Е_u – модуль продольной упругости, Е_u = 80 мм²

σ_v-напряжение от центробежных сил, Н/мм²;

σ_v = Р υ²*10^-6, (74)

где Р – плотность ремня, Р = 1300 кг/м³

[σ]-допустимое напряжение растяжения ремня,

[σ] = 10 Н/мм²

σ₁ = 142/81 * 535/2*81*4 = 2, 4 Н/мм²

σ_u = 80 /8*112 = 5, 7 Н/мм²

σ_v = 1300*5, 6*10^-6 = 0, 007 Н/мм²

σ_max=2, 4+5,7+0,007=8, 107 Н/мм²

σ_max≤[σ]

Составим табличный ответ;

Таблица 7

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	«А»	Чистота пробегов ремня,U	0,0056 с^-1
Сечение ремня	нормальное	Диаметр ведущего шкива, d₁	112 мм
Количество ремней, Z	4	Диаметр ведомого шкива, d₂	315 мм
Межосевое расстояние	243 мм	Максимальное напряжение, σ_max	8, 1 Н/мм²
Длина ремня, L	1250 мм	Предварительное натяжение, F_o	142 Н
Угол обхвата малого шкива, α₁	137⁰	Сила давления ремня на вал,F_on	1056 Н

2.5 Нагрузки валов редуктора

Цель:

1. Определить силы в зацеплении редукторной передачи

2. Определить консольные силы

3. Построить силовую схему нагружения валов

Определим силы в зацепление закрытых передач

Окружная сила

F_t₁=F_t₂ , F_t₂=2T₂*10³/d² (75)

F_t₂=2*373,5*10³/370=2018 Н

Радиальная сила

F_r₁=F_r₂ , F_r₂=F_t₂*tgα/cosβ(76)

F_r₂=2018*tg 20/cos8=741, 7 Н

Осевая сила

F_а1=F_а2F_а2=F_t₂*tgβ(77)

F_а2=2018*tg 8=284 Н

Определим консольные силы

для открытой передачи клиноремённого типа

F_оп=2F_oZsinα₁/2 (78)

F_оп=2*142 *4*sin 137/2=1057 H

Для муфты на тихоходном валу

F_{м 2}=125*√T₂(79)

F_м2=125*√373, 5=2416 Н

Таблица 8

Параметр		Шестерня	Колесо
F_t, НF_r, НF_а, Н		2018 741, 7 284
F_м, Н	F_оп, Н	2416	1057
Т, Н/м		86, 43	373, 5
ω, с^-1		33	7, 4

2.6 Разработка чертежей общего вида редуктора

Цель:

1. Выбрать материал валов

2. Выбрать допускаемые напряжения на кручение

3. Выполнить проектный расчёт валов на чистое кручение

4. Выбрать тип подшипников

5. Разработать чертёж общего вида редуктора

Выбор материала валов

Выбираем сталь 45 (σ_v = 780 Н/мм²; σ_т = 540 Н/мм²; σ_-1 = 335 Н/мм²)

Выбор допускаемых напряжений на кручение

Допускаемые напряжения на кручения [τ_k]:

Для быстроходного вала, [τ_k]=10 Н/мм²,

Для тихоходного, [τ_k]=15 Н/мм²,

Определим геометрические параметры ступеней быстроходного вала

d₁=

, (80)

где M_k=Т – крутящий момент, равный вращающему моменту для шестерни, Н*м

d₁=

=35 мм

d₂=d₁+2t, (81)

где t = 2, 5 мм

d₂=35+5=40мм

L₂=1.5d₂ (82)

L₂=1.5*40=60 мм

d₃=d₂+3.2r, (83)

где r = 2, 5 мм

d₃=40+3.2*2.5=48 мм

L₃ определяется графически на эскизной компоновке (L₃ = 84 мм)

d₄=d₂ (84)

d₄=40 мм

L₄=B+c, (85)

где B-ширина подшипника, мм

c- фаска, мм

L₄=23+1, 6=24, 6 мм

Определим размеров тихоходного вала

d₁=

(86)

d₁=

= 50 мм

L₁=(1, 0…1, 5)d₁ - под полумуфту (87)

L₁=1, 2*50=60 мм

d₂=d₁+2t(88)

d₂=50+2*2, 8=55, 6 мм

Принимаем 55 мм

L₂=1.25d₂ (89)

L₂=1.25*55=68, 75 мм

d₃=d₂+3.2r(90)

d₃=55+3.2*3=64, 6 мм

L₃ определяется графически на эскизной компоновке (L₃ = 71 мм)

d₄=d₂ (91)

d₄=55 мм

L₄=B+c(92)