Расчет конического редуктора (124180)

Посмотреть архив целиком

Кинематический и силовой анализ привода


Выбор электродвигателя


1. Требуемая мощность электродвигателя:



Где:

2. Частота вращения Приводного вала:



Выбираем значения передаточных отношений для редуктора и цепной передачи

Требуемая частота вращения двигателя:



В соответствии с ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель АИР160S8/727, мощностью и частотой вращения .


3. Передаточные числа звеньев:



Полученное передаточное число распределяют между типами передач.

Сохраняя выбранные значения передач , получим:



Передаточные числа согласуются со стандартными значениями согласно ГОСТ 2185-66

Отклонение от стандартного значения не должно превышать



4. Частоты вращения и крутящие моменты на валах:

- Частота вращения на быстроходном валу редуктора



- Частота вращения на тихоходном валу редуктора



  • Момент на приводном валу



- Момент на тихоходном валу редуктора



- Момент на быстроходном валу редуктора



- Момент на валу электродвигателя



С другой стороны



Выбор материалов и допускаемых напряжений

Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес


Вследствие того, что производство мелкосерийное выбираем Сталь марки Ст40Х, вид термообработки – улучшение, .

Примем:

для шестерни НB1 = 350

для колеса на 20…30 HB меньше – HB2 = 330.

1. Допускаемые контактные напряжения

1. Для шестерни:


,


где - коэффициент запаса (безопасности), - коэффициент долговечности.



. Коэффициент долговечности изменяется в пределах .

Базовое число циклов

Эквивалентное число циклов нагружения


,


где - частота вращения колеса , - расчетный ресурс редуктора , - относительно значение крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки, - относительная продолжительность действия крутящего момента на i – той ступени графика нагрузки, L – срок службы,

, , - годовой и суточный коэффициенты, t – расчетный ресурс редуктора.



Так как > , то ,

часов.

Тогда

2. Определяем допускаемы контактные напряжения на колесе:






Так как > , то , , тогда



Расчетные допускаемые контактные напряжения:



Что не превышает предельного значения :

- для прямозубой передачи.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:


2. Расчет допускаемых изгибных напряжений

Допускаемые напряжения изгиба определяются:

Для шестерни


,


где предел выносливости и коэффициент запаса определяют из таблицы:

- при нереверсируемой передаче.

при H < 350 HB.

при H < 350 HB, где ,

Выбираем:



Так как , то , следовательно:




Для колеса




так как нереверсивная нагрузка.


Так как , то , следовательно:



Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:



Геометрические характеристики зацепления

Исходные данные:

Крутящий момент на колесе

Частота вращения колеса

Передаточное отношение

Расчетные допускаемые контактные напряжения


Проектный расчет конической прямозубой передачи


1. Диаметр внешней делительной окружности колеса:


,


где - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки по длине зуба; при консольном расположении шестерни ориентировочно принимают

- эмпирический коэффициент для прямозубых колес.

Принимаем .

При и по ГОСТ 12289-76 имеем ширину колеса

2. Число зубьев шестерни



Где .


Угол вершине делительного конуса шестерни:


Принимаем зубьев.

3. Число зубьев колеса

4. Фактическое передаточное число



Относительная погрешность

Относительная погрешность должна составлять не более 4%.



5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колес:



Модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением

Диаметр внешней делительной окружности:



6. Внешнее конусное расстояние:



7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:




Коэффициент ширины зубчатого венца находится в рекомендуемых стандартом пределах:



8. Среднее конусное расстояние



9. Средний окружной и нормальный модули:



10. Средние делительные диаметры:

Шестерни

Колеса


Проверочный расчет прямозубой конической передачи


Проверочный расчет по контактным напряжениям


1. Условие прочности по контактным напряжениям для стальных колес:




Условие прочности:


Где - коэффициент концентрации нагрузки находится из таблицы в зависимости от расположения шестерни и твердости колес. При для роликоподшипниковых колес


- коэффициент динамичности. Определяется в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре.



Назначаем степень точности: 8.


Для прямозубых колес выбираем коэффициент , условно принимая точность на одну степень ниже фактической (9-ю степень точности).

для прямозубой передачи.

Эмпирический коэффициент

Значение контактных напряжений:




Недогрузка составляет:



Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

1. Условие прочности по напряжениям изгиба для зубьев колеса:



Для шестерни:


Где - коэффициент концентрации нагрузки


,


где принимаем по таблице в зависимости от принятой схемы расположения колес.

Коэффициент динамичности

Коэффициент формы зуба и определяют по таблице при эквивалентном числе зубьев


4,07



Эмпирический коэффициент

Допускаемые напряжения:

Значения напряжений изгиба:


Колеса:


Шестерни:


2. Проверим зубья на прочность при пиковых перегрузках

Под пиковой перегрузкой понимается возникающий при пуске максимальный момент электродвигателя .



Проверяем на контактную прочность при пиковой перегрузке:



<


Следовательно, местная пластическая деформация зубьев будет отсутствовать.

Проверка изгибной прочности при перегрузке:


<


Геометрические характеристики зацепления



По ГОСТ 13754-81 исходный контур имеет параметры:

1. Высота головки зуба:



2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:



Внешняя высота ножки зуба:



3. Угол ножки зуба:



4. Угол головки зуба:



5. Угол конуса вершин:



6. Угол конуса впадин:



7. Внешний диаметр вершин зубьев:




8. Внешний диаметр впадин зубьев:



Определение усилий в зацеплении.



Окружная сила на среднем диаметре колеса:



Осевая сила на шестерне:



Радиальная сила на шестерне:



Расчет цепной передачи.

Мощность на малой звездочке:



Равномерная спокойная нагрузка.

1. Назначаем число зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа. при . Выбираем при

2. Число зубьев большой звездочки:

, принимаем нечетное число .

3. Уточняем передаточное число:



4. Назначаем шаг цепи по условию , где - наибольший рекомендуемый шаг цепи. Назначаем в зависимости от



Принимаем .

5. Определяем среднюю скорость цепи.



6. Рассчитаем окружное усилие:



7. Найдем разрушающую нагрузку цепи:


, где - коэффициент динамической нагрузки, выбираемый в зависимости от характера нагрузки. При равномерной спокойной нагрузке .


Допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей:

- натяжение цепи от действия центробежных сил на звездочках, где - масса 1м. длины цепи, принимаемая по ГОСТ 13586-75. - средняя скорость цепи.

- натяжение цепи от провисания холостой ветви, где - коэффициент провисания, зависящий от угла наклона лини центров передач к горизонту и стрелы провисания цепи .

При горизонтальном расположении линии центров передач . - межосевое расстояние, .

Так как силы и малы по сравнению с силой , то ими можно пренебречь. Тогда:



По ГОСТ 10947-64 выбираем цепь ПР-50,8-16000, [1. с.211] умеющую принятый шаг p = 50,8 и разрушающую нагрузку .

8. Проверяем давление в шарнирах цепи.


,


где - окружное усилие. , А – проекция опорной поверхности шарнира цепи на диаметральную плоскость, мм2.


Случайные файлы

Файл
59373.rtf
22876-1.rtf
105039.rtf
pot_r_m_011_2000.doc
162952.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.