Расчет зубчатых колес редуктора

Стр 1 из 3Следующая ⇒

Тема:

Проектирование привода с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором и клиноременной передачей

Челябинск 2008

Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет клиноременной передачи

3. Расчет зубчатых колес редуктора

4. Предварительный расчет валов редуктора

5. Конструктивные размеры шкива клиноременной передачи2

6. Конструктивные размеры шестерни и колеса

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

8. Расчет подшипников

9. Проверка прочности шпоночных соединений

10. Уточненный расчет валов

11. Выбор сорта масла

12. Сборка редуктора

Список литературы

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η₁ = 0,95; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД клиноременной передачи η₃ = 0,97

Общий КПД привода

η = η₁ η²₂ η₃= 0,95 * 0,99²* 0,97= 0,903

Мощность на валу звездочки конвейера

Р_зв = F_ц * υ_ц= 4,8*1,6 =7,68 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт

Частота вращения звездочки конвейера

об/мин

По ГОСТ 19523 – 81 по требуемой мощности Р_тр = 8,5 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии АОП2-62-8 закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 720об/мин с параметрами Р_дв = 10 кВт

Номинальная частота вращения

n_дв = 720 об/мин

Угловая скорость

рад/с

Общее передаточное отношение

Намечаем для редуктора передаточное число и =3; тогда для клиноременной передачи

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора

ω₁= ω_дв/ iр =75,4/ 3,15 =24

n₁ = nд_в/iр = 720/3,15= 228

Частоты вращения и угловые скорости валов:

Вал А	n_дв = 720 об/мин	ω_дв = 75,4 рад/с
Вал B	n₂ = n_зв = 76 об/мин	ω₂ = ω_зв = 5,8 рад/с
Вал C	n₁ = 228 об/мин	ω₁ = 24 рад/с

Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр = 10 кВт; частота вращения ведущего шкива n_дв = 720 об/мин; передаточное отношение i_p = 3,15; скольжение ремня е = 0,015.

1. При частоте вращения меньшего шкива n_дв = 720 об/мин и передаваемой мощности Р = Р_тр = 10 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2. Вращающий момент

Н·м м

3. Диаметр ведущего шкива

мм

Принимаем d1=160 мм

4. Диаметр большего шкива

мм

Ближайшее стандартноезначение d₂ = 500 мм

6. Уточняем передаточное отношение с учетом скольжения

Пересчитываем n1

рад/с

окончательно принимаем диаметры шкивов d₁ = 160 мм и d₂ = 500 мм

8. Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале

a_min = 0,55 (d₁ + d₂) + h = 0,55(160 + 500) + 10,5 = 374 мм

a_max = 2(d₁ + d₂)= 2(160 + 500) = 1320 мм,

где h = 6 мм высота сечения ремня.

Принимаем близкое к среднему значению а_р = 800 мм

9. Расчетная длина ремня

мм

Ближайшее значение по стандарту L= 2800 мм

10. Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня

где

w = 0,5π (d₁ +d₂) = 0,5 * 3,14 (160 + 500) = 1036,2 мм; y = (d₂ – d₁)² =

(500 - 160)² = 115600;

мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 2800 == 28 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L= 0,025 * 2800 = 70 мм для увеличения натяжения ремней.

11. Угол обхвата меньшего шкива

12. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи для привода к цепному конвейеру при односменной работе С_р = 1,0.

13. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня сечения Б при длине L = 2800 мм коэффициент С_L = 1,075

14. Коэффициент, учитывающий влияние угла при α₁ = 156° коэффициент С_α = 0,928

15. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче. Предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С. = 0,95

16. Число ремней в передаче

где Р₀ — мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт; для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁ = 80 мм и i ≥ 3 мощность Р₀ = 3,35 Н (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L= 2800 мм, учитывается коэффициентом C_L);

Принимаем z = 5

17. Натяжение ветви клинового ремня

где скорость υ = 0,5ω_двd₁ = 6 м/с; Θ - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения О коэффициент Θ = 0,06

18. Давление на валы

Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы для шестерни сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка — улучшение, твердость НВ 210.

Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов [σ_н] = 426 МПа.

Примем коэффициент ширины венца ψ_ba= 0,4.

Коэффициент К_Hβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_H_β = 1,25.

Вращающий момент на валу колеса

Н*м

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

мм

где и = 3 — принято ранее для рассматриваемого редуктора.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 224 мм

Нормальный модуль

т_n =(0,01÷0,02)а_w = (0,01÷0,02)224 = 2,24 - 4,48 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 — 60 т_n=3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10^°.

Число зубьев шестерни

принимаем z₁= 37. Тогда z₂ = z₁u = 37*3 = 111.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

угол β = 7°42'.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные

мм

Проверка:

мм

Диаметры вершин зубьев

мм

Ширина колеса b₂ = ψ_ba*a_w = 0,4*224 = 90 мм.

Ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм = 95 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности. Коэффициент нагрузки

K_H = K_Hβ K_Hα K_Hυ

При ψ_bd = 0,85 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) коэффициент K_Hβ ≈ 1,3.

При υ = 4,22 м/с и 8-й степени точности коэффициент K_Hα ≈ 1,09.

Для косозубых колесу при скорости менее 5 м/с коэффициент K_Hυ = 1,0.

Таким образом, К_H = 1,3*1,09*1,0 = 1,417.

Проверяем контактные напряжения

МПа

что менее [σ_H] = 426 МПа. Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки

K_H = K_FβK_Fυ

При ψ_bd = 1,3 твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент K_Fβ = 1,09.

Для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент K_Fυ =1,3.

Таким образом,

K_F = 1,09*1,3 = 1,417.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ;

у шестерни

у колеса

Коэффициенты Y_F₁ = 3,70 и Y_F2 = 3,60. Определяем коэффициенты Y_β и K_Fα:

где средние значения коэффициента торцового перекрытия ε_α = 1,5; степень точности

n = 8.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба HB.

для шестерни

МПа;

для колеса

МПа.

Коэффициент безопасности [S_F] = [S_F]' [S_F]"

[S_F]' = 1,75 для стали 45 улучшенной; коэффициент [S_F]" = 1 для поковок и штамповок. Следовательно, [S_F] = l,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

МПа

для колеса

МПа.

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни МПа

для колеса МПа

Проверку на изгиб проводим для колеса:

МПа

83,5 МПа < 216 МПа условие прочности выполнено.

Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 237; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

12 3 Следующая ⇒

Мы поможем в написании ваших работ!