Расчет второй ступени редуктора
U2 = 3
Межосевое расстояние:
αω = Кα(U2 + 1) 
= 430 · (3 + 1) 
= 171 мм.
Кα = 430 – для косозубых передач [3].
Ψba = 0,4-0,5 – при симметричном расположении колес, берем: Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (U2 + 1) = 0,5 · 0,4 · (3+1) = 0,8
По Ψbd = 0,8 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:
КНβ = 1,24.
Принимаем αω = 160 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω = 1,6 – 3,2 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω = 0,4 · 160 = 64 мм
b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм – ширина шестерни.
Минимальный угол наклона зубьев:
βmin = arcsin 
= arcsin 
= 6,28°
При β = βmin сумма чисел зубьев:
zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 160/2)cos 6,28°= 159
Угол наклона зубьев:
β = arccos 
= arccos 
= 6,4°,
при нем zc = (2 · 160/2)cos 6,4° = 159
Число зубьев колеса:
z2 = zc / (U2 + 1) = 159 / (3 + 1) ≈ 40
z1 = 159 – 40 = 119 – шестерни.
Передаточное число:
Uф = 119 / 40 = 2,98, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.
Диаметры делительных окружностей:
d1 = m z1 /cos β = 2 · 119 / cos 6,4° = 239 мм – шестерни;
d2 = m z2 /cos β = 2 · 40 / cos 6,4° = 80 мм – колеса.
Торцевой (окружной) модуль:
mt = m /cos β = 2 / cos 6,4° = 2,012
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2m = 239 + 2 · 2 = 243 мм;
dа2 = d2 + 2m = 80 + 2 · 2 = 84 мм.
Проверочный расчет.
Проверка контактных напряжений.
σН = ZE ZH Zε 
Коэффициент жесткости материала:
ZE = 
; Вi = Ei / (1 – μi2).
У колес из стали 40Х:
Е = Е1 = Е2 = 210 ГПа; μ1 = μ2 = 0,3.
ZE = 
= 
= 
= 5,78 · 104
Коэффициент формы зуба:
ZН = 
; tg αt = tg 20º / cosβ = tg 20º / cos 6,4° = 0,37
|
|
|
αt = 20,3º
β0 = arcsin (sin β · cos 20º) = arcsin (sin 6,4° · cos 20º) = 6,01º
ZН = 
= 2,47
Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.
εβ = b2 tgβ / π mt = b2 tgβ cosβ / π m = 64 · tg6,4° · cos6,4° / 3,14 · 2 = 1,13 >1
Zε = 
= 
= 0,75
εα = (1,88 – 3,2 
) cosβ = (1,88 – 3,2 
) cos6,4° = 1,76
Окружная сила:
Ft = 2М3 / d1 = 2 · 1180 / 239 · 10-3 = 9874 H
Коэффициент внешней силы:
КН = КНβ · КНV · КНα
После уточнения: КНβ = 1,14
КНV = 1 + δН q0 Vt 
= 1 + 0,04 · 4,7 · 0,48 
= 1
δН = 0,04; q0 = 4,7; окружная скорость:
Vt = d1 ω3 / 2 = 239 · 10-3 · 4 / 2 = 0,48 м/с
КНα = КНα (Vt ; степень точности); КНα = 1,04
КН = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19
σН = 5,78 · 104 · 2,47 · 0,75 
= 187,3 МПа < 640 МПа = [σ]H
Проверка напряжения изгиба.
σF = 
YFS2 Yβ Yε
Коэффициент внешней силы:
КF = КFβ · KFV · KFα = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18
КFβ = 1,13
KFV = 1 + δF q0 Vt = 1 + 0,16 · 4,7 · 0,48 
= 1
δF = 0,16
KFα = КНα = 1,04
Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):
YFS2 = YFS2 (ZV1, χ)
Эквивалентное число зубьев:
ZV1 = Z1 / cos3 β = 119 / cos3 6,4° = 121
YFS2 = 3,6
Коэффициент угла наклона оси зуба:
Yβ = 1 – β / 140 = 1 – 6,4 / 140 = 0,954
Коэффициент перекрытия зацепления:
Yε = 1 / εα = 1 / 1,76 = 0,6
σF = 
3,6 · 0,954 · 0,6 =188 МПа < 294 МПа = [σ]F
Основные размеры корпуса и крышки редуктора
|
|
|
По рекомендациям [1] в качестве материала корпуса выбираем:
СЧ15 ГОСТ 1412-85.
Толщина стенки корпуса:
δ = 2,6 
≥ 6 мм
δ = 2,6 
= 8,2 мм
Принимаем: δ = 8 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина стенки крышки корпуса: δ1 = 0,9δ = 0,9 · 8 = 7,2
Принимаем: δ1 = 7,5 мм – табл. 24.1 [1].
Толщина поясов стыка:
b = 1,5δ = 1,5 · 8 = 12 мм; b1 = 1,5δ1 = 1,5 · 7,5 = 11,3 мм
Принимаем: b = 12 мм; b1 = 11,5 мм – табл. 24.1 [1].
Размеры конструктивных элементов из [1]:
f = (0,4…0,5) δ1 = (0,4…0,5) · 7,5 = 3…3,75 мм; f = 3,6 мм.
l = (2…2,2) δ = (2…2,2) · 8 = 16…17,6 мм; l = 17 мм.
Из [1] в зависимости от межосевого расстояния тихоходной ступени определяем диаметры болтов крепления крышки редуктора и отверстия под них:
Болт: М12; d0 = 13 мм.
Ширина фланца корпуса и крышки:
К = 2,7d = 2,7 · 12 = 32,4 мм; К = 32 мм – табл. 24.1 [1].
К1 = 2,2d = 2,2 · 12 = 26,4 мм; К = 26 мм – табл. 24.1 [1].
Диаметры штифтов:
dшт = (0,7…0,8)d = (0,7…0,8) · 12 = 8,4…9,6 мм; dшт = 10 мм
Диаметры болтов крепления корпуса редуктора на раме:
dк = 
≥ 12 мм
dк = 
= 13,2 мм; берем: М14
Толщина фланца крепления редуктора на раму:
g = 1,5 dк = 1,5 · 14 = 21 мм.
Диаметр болтов крепления крышек подшипников:
dп = (0,7…0,75)dк = (0,7…0,75) · 14 = 9,8…10,5 мм; берем М10.
Расчет ременной передачи
Частота вращения малого шкива: n = nдв = 950 об/мин
Передаваемая мощность:
|
|
|
Р = Рдв = 5,5 кВт
По номограмме принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр
ведущего шкива:
d1min = 125 мм
Принимаем: d1 = 125 мм
Диаметр ведомого шкива:
d2 = d1 · Uрем(1 – ε), где ε = 0,015 – коэффициент скольжения.
d2 = 125 · 4,17 · (1 – 0,015) = 513,4 мм
Принимаем: d2 = 500 мм из стандартного ряда.
Фактическое передаточное число:
UФ = d2 / d1(1 – ε) = 500 / (125 · (1 – 0,015)) = 4,06
ΔU = 
· 100% = 2,7% < 3%
Ориентировочное межосевое расстояние:
α ≥ 0,55(d1 + d2) + h(H),
где h(H) = 10,5
α ≥ 0,55(125 + 500) + 10,5 = 354,25 мм
Расчетная длина ремня:
L = 2α + 
(d1 + d2) + (d2 - d1)2 / 2α =
= 2 · 354,25 + 
(125 + 500) + (500 - 125)2 / 2 · 354,25 = 1888,23 мм
Принимаем: L = 1900 мм.
Уточнение значения межосевого расстояния:
α = 
(2L - π(d1 + d2) + 
) =
= (2 · 1900 – 3,14 · 625 + 
) = 417 мм
Угол обхвата ремнем ведущего шкива:
α1 = 180° - 57° 
= 180° - 57° 
= 128,7°
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:
[Pn] = [P0] Cp Cα Cl Cz ,
где [P0] = 1,86 кВт определяем из условия:
v = π d1 n / 60 · 103 = 3,14 · 125 · 950 / 60 · 103 = 6,21 м/с
Cp = 1; Cα = 0,86; Cl = 1,04; Cz = 0,98.
[Pn] = 1,86 · 1 · 0,86· 1,04· 0,98 = 1,63 кВт.
Количество клиновых ремней:
Z = Pном / [Pn] = 5,5 / 1,63 = 3,37, принимаем: Z =4.
Сила предварительного натяжения:
F0 = 
= 
= 306 H
Окружная сила:
Ft = Pном · 103 / v = 5,5 · 103 / 6,21 = 885,6 H
Силы натяжения:
|
|
|
F1 = F0 + Ft / 2z = 306 + 885,6 / 2 · 4 = 416,7 H
F2 = F0 - Ft / 2z = 306 – 885,6 / 2 · 4 = 195,3 H
Cила давления на вал:
Fоп = 2 F0 z sin(α1/2) = 2 · 306 · 4 · sin(128,7 / 2) = 2206,8 H
Дата добавления: 2019-09-08; просмотров: 199; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!