Реконструкция ппс мнлз

 

Момент на валу шестерни:

 

,

где D_ш – начальный диаметр шестерни.

 

 

 

3.2. Кинематические расчеты

 

Для обеспечения нормальной работы стенда необходима частота вращения его примерно 1об/мин.

 

Общее передаточное число привода:

,

 

где  - частота вращения вала двигателя, об/мин;

        - частота вращения стенда, об/мин.

 

 

Передаточное число открытого  зубчатого зацепления:

 

,

где  - число зубьев зубчатого венца;

       - число зубьев шестерни.

 

Передаточное число редуктора:

 

Принимаем  .

Выбираем цилиндрический редуктор с моментом на тихоходном валу приближенным к моменту на вертикальном валу.

Принимаем  два цилиндрических редуктора типа 1Ц2Н-450:

U=50, Nпер.ном.=112…697кВт, Тном.=35500Нм, n≤1500об/мин.

Частота вращения тихоходного вала цилиндрического редуктора:

 

 

Для передачи вращения от горизонтального  вала к вертикальному используется конический одноступенчатый редуктор с наименьшим передаточным отношением.

Для аварийного привода используется гидромотор.

Для распределения вращения от электродвигателя  и гидромотора выбираем дифференциальный редуктор с U=1 – от электродвигателя, и с U=2.4 от гидромотора.

3.3.  Расчет конического  редуктора

 

   Исходные данные:

 

Тип зуба – прямой .

Крутящий момент на шестерне Т = 27988 Н .

Частота вращения шестерни n=9,7 об/мин.

Передаточное отношение U= 1.0   

3.3.1. Выбор материалов  и определение допускаемых напряжений

 

Механические свойства материалов:

 

Колесо 1

Материал -  сталь 45      

Термическая обработка – улучшение    

Твердость поверхности зуба - 30HRC   

 

               Колесо 2

Материал – сталь 45     

Термическая обработка – улучшение    

Твердость поверхности зуба 30HRC  

 

Расчет допускаемых  контактных напряжений

 

,МПа,

 

 где j = 1 для колеса 1;

     j = 2 для колеса 2;

       s_{H lim bj} - предел контактной выносливости;

       К_HL - коэффициент долговечности.

 

s_{H lim b1}=1,8 × НВ+67=1,8×285+67=580 МПа,

s_{H lim b2}=1,8 × НВ+67=1,8×285+67=580 МПа.

 

К_HLj =

,

 

где  N_HOj – базовое число циклов при действии контактных напряжений;

       N_HO = 30 ×HB^2.4  при HB<350.

 

N_HO1=23,37×10⁶,  N_HO2 =23,37×10⁶

Коэффициент приведения переменного  режима к постоянному при действии контактных напряжений - K_{HE ,} определяется  по таблице в зависимости от режима нагружения [6].

Режим нагружения - тяжелый ,  К_НЕ = 0,8

t_h – суммарное время работы передачи в часах;

t_h =10000 ч.

N_Sj - суммарное число циклов нагружения, N_Sj = 60•n_j•c•t_h;

с – число зацеплений колеса за один оборот,  с = 1;

n_j – частота вращения  j-го колеса, n₁=9,7 об/мин, n₂=9,7 об/мин.

 

           N_S1=60•9,7•10000=5,82•10⁶ ,  N_S2=60•9,7•10000=5,82•10⁶.

 

N_HEj – эквивалентное число циклов контактных напряжений;

 

N_{HE j}= N_Σj К_HE;         N_HE1=5,82•10⁶•0,8=4,65•10⁶,  N_HE2=5,82•10⁶•0,8=4,65•10⁶.

 

Коэффициенты долговечности:

 

К_HL1=

=1,308,    К_HL2=. =1,308

 

S_Hj - коэффициент безопасности.

S_Hj =1,1 для колес с однородной структурой материала,

S_Hj =1,2 для колес с неоднородной структурой материала.

S_H1=1,1, S_H2= 1,1     

 

Допускаемые контактные напряжения:

 

s_HP1=

=689,67 МПа,

s_HP2=

=689,67 МПа.

 

Допускаемые контактные напряжения передачи: s_HP=689,67 МПа.

 

Расчет допускаемых  напряжений изгиба

 

,МПа,

 

s_{F limbj} - предел  выносливости зубьев при изгибе,

s_{F lim b1} =1,03•НВ=1,03•285=293,5 МПа,

s_{F lim b2} =1,03•НВ=1,03•285=293,5 МПа.

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе: S_F1=1,65, S_F2=1,65.

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

 

К_FLj =

,

 

Fj - показатель степени кривой усталости; Fj = 6 при HB_j<350;

N_FO – базовое число циклов при изгибе; N_FO = 10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;  N_{FE j}= N_Σj К_FEj.

 

Коэффициент приведения переменного  режима к постоянному при действии напряжений изгиба - К_FEj определяется  по таблице в зависимости от режима нагружения и способа термообработки: К_FE1 = 0,81,   К_FE2 =0,81,

 

N_FE1 = 5,82•10⁶•0,81=4,71•10⁶,   N_FE2 =5,82•10⁶•0,81=4,71•10⁶,

 

К_FL1 =

=0,973,  К_FL2 = =0,973

 

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

 

K_FC1= 

,  K_FC2=

 

Допускаемые напряжения изгиба: 

 

s_{F P 1} =

=112,49 МПа,

s_{F P 2} =

=112,49 МПа.

3.3.2. Проектный  расчет  передачи

 

а) Диаметр внешней делительной  окружности колеса:

 

d_e2

,м,

 

где - коэффициент снижения несущей способности зуба конического колеса по  сравнению с зубом цилиндрического колеса при действии контактных напряжений,

 

=0,85,

К_Нb - коэффициент, концентрации нагрузки,

 

К_Нb = ,

 

Режим нагружения – тяжелый.

 

,

 

где - эквивалентный момент на колесе,

       - коэффициент долговечности,

       - момент нагружения.

 

,

 

где - коэффициент эквивалентности,

      - базовое число циклов нагружения,

 

 

б) Конусное расстояние и ширина колес.

 

Угол делительного конуса колеса:

 

          Конусное  расстояние 

          Ширина колес 

 

в) Модуль.

,

где - эквивалентный момент на колесе,

     - допускаемое напряжение изгиба.

=0,85

,

 

где - эквивалентный момент на колесе,

 

,

 

где m=6 при т.о. колес улучшение,

      =0,81,

 

.

 

г) Числа зубьев:

       колеса 

       шестерни 

д) Фактическое передаточное число.

 

        

 

е) Окончательные значения размеров колес.

 

        

         

 

 Делительные диаметры колес:       

 

 

 Внешние диаметры колес:       

 

 

ж) Силы в зацеплении

 

 

 

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

 

 

Схема действие сил в зацеплении показана на рис.3.4.

 

Действие сил в зацеплении

 

Рис. 3.4

 

 

Осевая сила:

 

 

з) Проверка зубьев по напряжениям  изгиба.

 

,

 

=1,13

 

Окружная скорость в  зацеплении:

 

 

Эквивалентные числа зубьев

 

 

и) Проверка зубьев колес  по контактным напряжениям.

 

 

=1,05,

=1,207,

=14131Нм,

=0,85

3.3.3. Расчет валов

 

Предварительный расчет вала

 

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [ _k]. Ориентировочно определяем диаметр вала в опасном сечении в мм по формуле

d=

,мм,

где Т – крутящий момент на валу, [Н×м],

      =20МПа – в районе подшипника,

      =15МПа – в районе посадки колеса,

 

Полученный результат округляем  до ближайшего значения из стандартного ряда:

,

 

Выбираем тип подшипников

 

Ведомый вал

 

Выбран роликовый радиально-упорный  однорядный  подшипник 2007138 ГОСТ 27365-87: d=190мм, D=290мм, В=60мм [7].

Эскизная компоновка ведомого вала представлена на рис.3.5.

 

Эскизная компоновка ведомого вала

 

 

Рис. 3.5

 

 

Эпюры моментов действующих на вал  показаны на рис.3.6.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Эпюры изгибающих и крутящих моментов

 

 

Рис. 3.6

 

Определение реакций опор.

Плоскость xz:

 

 

Проверка:

 

 

Плоскость yz:

 

 

Проверка:

 

 

Суммарные реакции:

 

         

 

Осевые силы, действующие  на опоры

 

Рассчитываем подшипники на долговечность  по самой нагруженной опоре 1:

 

 

Эквивалентная нагрузка:

 

 

Номинальная долговечность работы подшипника :

 

 

Ведущий вал

 

Для менее нагруженных опор выбран роликовый радиально-упорный подшипник 2007938А ГОСТ 27365-87: d=190мм, D=260мм, В=45мм.

Для более нагруженной опоры  выбран роликовый радиально-упорный  однорядный  подшипник 2007138 ГОСТ 27365-87: d=190мм, D=290мм, В=60мм.

Эскизная компоновка ведущего вала представлена на рис.3.7.

 

 

Эскизная компоновка ведущего вала

 

 

Рис. 3.7

 

 

Эпюры моментов действующих на вал  показаны на рис.3.8.

 

Эпюры изгибающих и крутящих моментов