Рефераты - Афоризмы - Словари
Русские, белорусские и английские сочинения
Русские и белорусские изложения
 

Расчет зубчатой передачи

Работа из раздела: «Технология»

Содержание
Введение……………..…………………………………..……………..2
1. Анализ кинематической схемы…………..……..………………..2
2. Кинематический расчет привода…………………………………3
3. Определение геометрических параметров цилиндрической
зубчатой передачи………………………………………….…………..6
4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи………9
5. Определение  геометрических  размеров и расчет на
прочность выходного вала…………………………………………….11
6. Проверочный расчет подшипника..……………………………….16
7. Список использованной литературы……………………………..18

Редуктор - это механизм  состоящий из зубчатых или червячных
передач, заключенный   в   отдельный   закрытый    корпус.    Редуктор
предназначен для  понижения  числа  оборотов  и,  соответственно,  повышения
крутящего момента.
Редукторы делятся по следующим признакам:
- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:
- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется
одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:
- по  типу  зубчатых  колес - на цилиндрические,  конические,или коническо-
цилиндрические;
- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные,
вертикальные, наклонные:
- по особенностям кинематической схемы ' на развернутую, соосную. с
раздвоенной ступенью.
                       1. Анализ кинематической схемы
Наш  механизм  состоит  из   привода   электромашинной   (1),   муфты   (2),
цилиндрической шестерни (3), цилиндрические колеса (4), конической  шестерни
(5), конического колеса (6), валов (7,6,9) и трех пар  подшипников  качения.
Мощность на ведомом валу  N3=9,2  кВт,  угловая  скорость  п3=  155  об/мин,
привод предназначен для длительной  работы, допускаемое отклонение  скорости
[pic] 5%,
[pic]
                      2. Кинематический расчет привода
2.1.  Определяем общий КПД привода
                             [pic](=(1*(2*(33*(4
Согласно таблице 5 (1) имеем
(1=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи;
(2=0,9 - КПД конической передачи;
(3=0,98 - КПД подшипников качения;
(4=0,98 - КПД муфты
                    ( = 0,93 * 0,983 * 0,9 * 0,98 = 0,77

2.2. Определяем номинальную мощность двигателя
                              Nдв=N3/(=11,9 кВт

2.3. Выбираем тип двигателя по таблице 13 (2). Это  двигатель
А62 с  ближайшим  большим  значением   мощности  14  кВт.    Этому  значению
номинальной мощности соответствует частота вращения 1500 об/мин.
2.4. Определяем передаточное число привода
                        i = iном/n3 = 1500/155 = 9,78
2.5. Так  как  наш механизм состоит из закрытой  цилиндрической  передачи  и
открытой конической  передачи,  то  разбиваем   передаточное  число  на  две
составляющих:
                                i = i1  * i2
По  таблице  б  (1)   рекомендуемые    значения    передаточных    отношений
цилиндрической передачи  от  2  до  5;  конической  -  от  1  до  3 по  ГОСТ
221-75. Назначаем стандартные передаточные числа i1 = 4, i2 = 2,5.
2.6. Уточняем общее передаточное число
                              i = g.5 * 4 = 10
2.7. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения
выходного вала
                                    [pic]
где [pic] - допускаемое отклонение скорости по заданию.

2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений

                                    [pic]
                                    [pic]

2.9. Зная частные передаточные отношения определяем частоту вращения
каждого вала:

                                    [pic]

Таким  образом,  частота  вращения  выходного  вала  находится  в   пределах
допустимой.

2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами  механизма  с  учетом
передаточных отношений и КПД:

                                    [pic]


                                    [pic]

2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами

2.12. Построим график распределения крутящего момента  и мощности  по  валам
привода

[pic]
3. Определение геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи
3.1. Для  колес  со стандартным исходным контуром,  нарезаемым без смещения
режущего инструмента  (х  =  0),  число  зубьев  шестерни рекомендуется
выбирать в пределах от 22 до 26. Выбираем  Z1 = 22
3.2. Число зубьев колеса:
                         Z2 = Z1 * i1 = 22 * 4 = 88
3.3. Определяем межосевое расстояние по формуле
                                    [pic]
где Ka      - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43;
[pic] - коэффициент  ширины  венца шестерни расположенной симметрично
относительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4;
i1[pic]   - передаточное число;
T2   - вращающий момент на тихоходном валу;

По таблице  3.1 (3) определяем марку стали для шестерни - 40Х. твердость >
45HRC: для колеса - 40Х. твердость [pic] 350НВ.
По таблице 3.2 (3) для шестерни [pic] для колеcа [pic] предназначенных для
длительной работы.
Тогда
[pic]
Полученное значение межосевого  расстояния  для  нестандартных передач
округляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров, AW  = 100 мм.
3.4. Определяем модуль зацепления по формуле
                                    [pic]
где Кm, - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 5,8;
                                    [pic]
                                    [pic]
[pic] допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее  прочным  зубом
по таблице 3.4 (3).
Тогда
                                    [pic]
Полученное значение модуля округляем в большую сторону  до  стандартного  из
ряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из  колес
> 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2.

3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
                                    [pic]
3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых
колес
                                    [pic]
Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то  есть  Z
= 100.
3.7. Определяем число зубьев шестерни
                                    [pic]

3.8. Определяем число зубьев колеса
                        Z2 = Z - Z1 = 100 - 20 == 80
3.9. Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение
                                    [pic]
следовательно передаточное число выбрано верно.
3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их в
таблицу
|   |Параметры                 |Формулы              |Колесо      |
|1  |Число зубьев              |Z2                   |80          |
|2  |Модуль нормальный, мм     |mn=m                 |2           |
|3  |Шаг нормальный, мм        |[pic]                |6,28        |
|4  |Угол исходного контура    |[pic]                |            |
|5  |Угол наклона зубьев       |[pic]                |            |
|6  |Торцовый модуль, мм       |[pic]                |2,03        |
|7  |Торцовый шаг, мм          |[pic]                |2,03        |
|8  |Коэффициент головки зуба  |H                    |1           |
|9  |Коэффициент ножки зуба    |С  rn > 1            |0.25        |
|10 |Диаметр делительной       |d = Z * mt           |162.4       |
|   |окружности, мм            |                     |            |
|11 |Высота делительной головки|ha = h * m           |2           |
|   |зуба, мм                  |                     |            |
|12 |Высота делительной ножки  |Hf = (h + C)*m       |2,5         |
|   |зуба, мм                  |                     |            |
|13 |Высота зуба, мм           |h = ha + hf          |4.5         |
|l4 |Диаметр окружности        |da= d + 2 ha         |166.4       |
|   |выступов, мм              |                     |            |
|15 |Диаметр окружности впадин,|df=d - 2hf           |155,4       |
|   |мм                        |                     |            |
|16 |Межосевое расстояние, мм  |A = 0,5 (d1 + d2)    |100         |
|17 |Ширина венца, мм          |[pic]                |40          |


            4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи

4.1 Определяем делительный диаметр колеса
                                    [pic]
где [pic] определены заранее
[pic]- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,  для
прирабатывающихся колес равен 1;
VН- коэффициент вида конических колес, для прямозубых равен   1.
Тогда
                                    [pic]
Полученное значение внешнего делительного  диаметра    колеса  округляем  до
ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров табл.13.15 (3).
dе4 =250 мм

4.2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса
                                    [pic]

4.3. Определяем внешнее конусное расстояние
                                    [pic]
4.4. Определяем ширину зубчатого венца
                                    [pic]
4.5. Определяем внешний окружной модуль

                                    [pic]

где Кf( - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,
равен 1; (3)
Vf  = 0,85 - коэффициент вида конических колес.    (3)
                                    [pic]
Так как передача открытая, увеличиваем значение модуля на 30%, то есть  m  =
5 мм.
4.6. Определяем число зубьев колеса и шестерни

                                    [pic]

4.7. Определяем фактическое передаточное число.

                                    [pic]

4.8. Определяем внешние диаметры шестерни и колеса:
делительный [pic];
                                    [pic]
вершин зубьев [pic]=109,28 мм;
                              [pic]= 253,71 мм;
впадин зубьев [pic] = 90,72 мм;
                              [pic]= 246,3 мм;
средний делительный диаметр [pic]=85,7 мм;
                               [pic]214,25 мм.
5. Определение геометрических размеров и расчет на прочность выходного вала
5.1.  Определяем  силы  действующие  в  зацеплении   конической   прямозубой
передачи:
окружная [pic]
радиальная [pic][pic]= 612 Н,
осевая [pic] = 1530 Н.
5.2  Выбираем  материал  для  вала  по  таблице  3.2  (3).  Это    сталь  45
улучшенная, со следующими механическими характеристиками:
[pic]
допускаемое напряжение на кручение [pic]
5.3. Ориентировочно  определяем  геометрические  размеры     каждой  ступени
вала:
- диаметр выходной части
[pic]
Принимаем d1= 45 мм.
Исходя из этого принимаем диаметр под подшипником d2 = 50     мм.
5.4. Выбираем предварительно подшипники качения.  По  таблице  7.2  (3)  для
конической  передачи  при  n<1500  об/мин  применяется  подшипник  роликовый
конический однорядный. Выбираем типоразмер подшипника по  величине  диаметра
внутреннего кольца, равного диаметру d2= 50мм. Это подшипник легкой  широкой
серии 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, угол контакта 160, Cr=62 kH.
5.5. Вычерчиваем   ступени вала по размерам, полученным в ориентировочном
расчете и   определяем   расстояния между точками приложения реакций
подшипников.
5.6. Вычерчиваем схему сил в зацеплении конической   передачи.
5.7. Определяем реакции опор:
а) вертикальная плоскость
[pic]
[pic]
[pic]
[pic]
                                    [pic]
                                    [pic]

б) строим эпюру изгибающих моментов в характерных сечениях  A, B, C
(рис.5.1)
[pic]
[pic]
[pic]

в) горизонтальная плоскость,
                                    [pic]
                                    [pic]
                                    [pic]
                                    [pic]
Проверка: [pic]
г) строим эпюры изгибающих моментов в характерных сечениях  A, B, C
(Рис.5.1)
MYC = 0,
MYB = Ft * l1 = 4580 * 52 = 238160 Нмм,
MAY = 0,
д) строим эпюры крутящих моментов (Рис.5.1)
                                    [pic]

[pic]
5.8. Определяем суммарные реакции опор
                                    [pic]
                                    [pic]

5.9. Определяем   суммарные   изгибающие моменты   в     наиболее
нагруженном сечении В
                                    [pic]
5.10. Определяем приведенный момент
                                    [pic]

5.11. Определяем   диаметр   вала исходя из третьей теории прочности
                                    [pic]
где [pic] = 160 Мпа - допускаемое значение напряжений для стального вала.
Полученное значение  вала  под    подшипником    округляем    до  ближайшего
стандартного
d = 40 мм.
В результате расчета уменьшим диаметр вала под колесом до 45 мм.
5.12.Рассчитываем шпонку на срез и смятие.
Для закрепления на валах  колес  применяют  шпонки.  Размеры  призматических
шпонок выбираем в зависимости от диаметра вала по ГОСТ 23360-78, b*h =  14*9
мм, 1 = 38 мм.
5.13. Условие прочности при деформации смятия проверяется по формуле
                                    [pic]
где T - передаваемый валом крутящий момент;
[pic]  - допускаемое напряжение на смятие по табл. 3.2 (3)  260 Н/мм2

                                    [pic]

5.14. Условие прочности при деформации среза проверяется по формуле
                                    [pic]
где [pic]- допускаемое напряжение на срез по табл. 3.2   (3) 80 Н/мм2

                                    [pic]

                      6. Проверочный расчет подшипников

6.1. Пригодность   подшипников   определяется   сопоставлением расчетной
динамической грузоподъемности с базовой. В   результате расчетов имеем :
угловая скорость вала [pic], осевая сила в зацеплении - Fа = 1530 Н,
реакции в подшипниках - RXB = 3400 Н, RYB= 7557 Н. В результате расчета нам
необходимо уменьшить размеры ранее выбранного подшипника, это подшипник
легкой широкой серии 7508 c характеристиками: d = 40мм,   D = 80 мм,  Т =
25 мм,   Сr = 56 кН,  е = 0,381, У = 1,575, угол контакта 14°.
Подшипники установлены по схеме враспор.
6.2. Определяем осевые составляющие радиальных реакций
Rg1 = 0,83 e RBY = 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H,
Rg2 = 0,83 e RBX = 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H,
6.3. Определяем осевую нагрузку подшипника
Ra1= Rs1= 1188 Н,  Ra2 = Rs1 + Fa = 2718 H.
6.4. Определяем отношения:
                                    [pic]
где V - коэффициент вращения. При вращающемся внутреннем  кольце  подшипника
согласно табл.9.1 (3) V = 1.
6.5. По   соотношению   0,35 < 0,381 и 0,36 < 0,381 выбираем формулу для
определения эквивалентной динамической нагрузки, воспринимаемой
подшипником, Re ; Re= VRrKg KT,
Kg - коэффициент безопасности, по табл. 9.4 (3) Kg =1,2,
КT - температурный коэффициент, по табл. 9.5 (3)  =1, KT тогда
Re = 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H,
6.6. Определяем динамическую груэоподъемность
                                    [pic]
где Lh - требуемая долговечность подшипника, при длительной работе  привода,
принимаем 5000 ч.
Crp < Сr ,  значит подшипник пригоден к применению.

-----------------------
      [pic]

      [pic]

      [pic]




ref.by 2006—2022
contextus@mail.ru