 |
Геометрические параметры передачи.
|
|
|
|
Содержание
1. Кинематическая схема привода.
2. Определение мощности на ведущем валу и выбор электродвигателя.
3. Определение общего передаточного числа.
4. Основные параметры передачи.
5. Выбор материалов.
6. Допускаемые напряжения.
7. Определение межосевого расстояния и расчёт тихоходной ступени.
8. Геометрические параметры передачи.
9. Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе.
10. Определение сил, действующих в зацеплении.
11. Расчёт быстроходной ступени.
12. Расчёт валов.
13. Подшипники.
14. Шпонки.
15. Размеры элементов корпуса редуктора.
16. Список используемой литературы.
Исходные данные к расчетам:
Ft = 8.4 kH
V = 0.80 m/c
D = 400 mm
bл = 500 mm
H = 750 mm
Определение общего КПД механизма.
= 
· 
=0,96·0,96=0,92
Определение мощности на ведущем валу и выбор электродвигателя.
= 
= 8.4*0.8 
/0.92 = 7. 3 кВ
– расчётная мощность двигателя.
В соответствии с ГОСТ 19 523 – 81 выбираем асинхронный трёхфазный электродвигатель типа АИР112M2 – 7.5 кВт, с частотой вращения 
= 2895 об/мин.
Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.
60*0.8/3.14*0.4 = 48/1.256 = 38.2
Um = 
= 2895/38.2 = 75.8, где 
= 
= 38.2
= 1.25 
= 1.25 
= 10.9
Принимаем = 11.2 в соответствии с ГОСТ 2144-76.
= 
= 6.7.
Принимаем = 7.1 в соответствии с ГОСТ 2144-76.
Основные параметры передачи.
| Вал | Р, кВт | n, об/мин | Т, Нм |
| Ведущий (электродвигатель) |  = 7.5
|  = 2895
|  = 24.83
|
| Промежуточный |  = 7.2
|  =258.48
|  = 276.95
|
| Ведомый |  = 6.9
|  = 23.08
|  = 2769.5
|
= 
= 7.5*0.96 = 14.55 кВт.
= 
= 6.9 кВт.
= 
= 2895/11.2 = 258.48 об/мин.
= 
= 23.08 об/мин.
= 9550 
= 9550 
= 24.83 Нм.
= 9550 
= 276.95 Нм.
= 9550 
= 2769.5 Нм.
Выбор материалов.
Шестерня
| Марка стали | Термическое улучшение | Твёрдость | Прочность, МПа | |||
| 
| 
| 
| 
| ||
| 30ХГС | Нормализация | - | - |
|
|
|
Колесо
| Марка стали | Твёрдость | Прочность, МПа | ||
|
|
|
|
| |
| 40Х | - |
Допускаемые напряжения
Допускаемые напряжения на контактную прочность.
Усреднённое значение допускаемого напряжения для шестерни и колеса
= 0.45(
) = 0.45(463.64 + 445.45) =409.09 МПа.
Для шестерни:
= 
= 510 /1.1 = 463,64 МПа.
= 1.1 – коэффициент безопасности.
= 2 
= 2 
220 
70 = 510 МПа.
Для колеса:
= 
= 490 /1.1 = 445,45 МПа.
= 2 
= 2 210 + 70 = 490 МПа.
Допускаемые напряжения на изгибаемую прочность.
= 
= 1,9 – коэффициент безопасности.
Для шестерни
= 1.8 
= 1.8 220 = 396 МПа.
= = 396/1.9=208,42 МПа
Для колеса
= 1.8 = 1.8 210 = 378 МПа.
= = 378/2= 189 МПа
Определение межосевого расстояния.(БС)
Из условия обеспечения контактной прочности в зубьях колеса определяем межосевое расстояние тихоходной ступени по формуле:
= 
, где
– вспомогательный размерный коэффициент, = 430(для косозубой передачи).
– передаточное отношение передачи.
– расчётный крутящий момент на промежуточном валу.
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца, 
.
= 0.5 (для косозубой передачи).
= 
= 188,9мм.
В соответствии с ГОСТ 2185-66 принимаем = 200 мм.
Геометрические параметры передачи.
Модуль зацепления.
= 0.4 
= 4 мм.
В соответствии со стандартом СЭВ 310-76 принимаем = 4 мм.
Суммарное число зубьев.
= 2 
= 2*200/4 = 97
Принимаем 
=15 
.
= 
= 8
= 
= 89
Диаметр делительных окружностей:
= 
= 4*8/cos15 = 33.13 мм.
= 
= 4*89/cos15 = 368.58 мм.
Диаметр вершин:
= 
= 33.13 + 2*4 = 41.13 мм.
= 
= 376.56 мм.
Диаметр впадин:
= 
= 23.13 мм.
= 
= 358.56 мм.
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса.
= 
+5;
= 
= 0.4 200 = 80;
= + 5 =85.
Окружная скорость в м/c.
V= πd1n1/6·10^4=3.14*85*2895/6*104 = 12.88 m/c
Расчёт передачи на выносливость зубьев при изгибе.
46.32<52.5
Для косозубой передачи:
< = 
= 35.22 Мпа
Крутящий момент на шестерне:
|
|
|
= 0.92 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
= 
= 1.7 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца.
= 1.2 – коэффициент влияния динамической нагрузки.
= 4.5;
= 1 – 
= 1 – 
= 0.89 – коэффициент наклона зубьев.
= 
=0.92
ἐ= 
= 
=1.45
Расчет на контактную выносливость
Коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки:
=1.19
Kha= 1.16
Определение сил, действующих в зацеплении.
Окружная составляющая силы:
= 2 24.83/33.13 = 1.49 
103
Осевая составляющая силы:
= 
tan = 1.49*0.27 = 0.4 
Радиальная составляющая силы:
=1.49*0.36/0.97 = 0,55 103
= 20 - угол зацепления.
Нормальная составляющая силы:
= 
= 0.56 103.
Определение межосевого расстояния.(ТС)
Из условия обеспечения контактной прочности в зубьях колеса определяем межосевое расстояние быстроходной ступени по формуле:
= , где
– вспомогательный размерный коэффициент, = 430(для косозубой передачи).
– передаточное отношение передачи.
– расчётный крутящий момент на ведомом валу.
– коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца 
.
= 0.4 (для косозубой передачи).
= 
= 348,3 мм.
В соответствии с ГОСТ 2185-66 принимаем = 400 мм.
Геометрические параметры передачи.
Модуль зацепления.
= 0.4 =8.
В соответствии со стандартом СЭВ 310-76 принимаем = 8 мм.
Суммарное число зубьев.
= 2 = 2*400/8*0,97 =97
Принимаем =15 .
= = 97/7,1+1 =12
= = 97-12 = 85.
Диаметр делительных окружностей:
= = 8*12/0,97 = 98,97мм.
= = 8*85/0,97 = 701,03 мм.
Диаметр вершин:
= = 98,97+16 = 114,97мм.
= = 701,03+16 = 717,03 мм.
Диаметр впадин:
= = 98,97-20 = 78,97мм.
= = 701,03-20 = 681,03мм.
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса.
= +5;
= = 0.4 400 = 160;
= 160 + 5 = 165.
Окружная скорость в м/c
V= πd1n1/6·10^4=899666*991/60000 = 14,9
|
|
|
