Передача цилиндрическая прямозубая

Размещено на http://www.allbest.ru/

Передача цилиндрическая прямозубая

1. Выбор двигателя и кинематический расчет

1.1 Номинальная мощность и номинальная частота вращения двигателя

Общий КПД привода вычисляют по формуле [1, с. 4]

з=з_1*з₂²_*з_3*з₄, (1)

где з₁ - КПД пары цилиндрических зубчатых колес;

з₂ - КПД учитывающий потери пары подшипников качения;

з₃ - КПД клиноременной передачи;

з₄ - КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана.

з₁ = 0,98; з₂ = 0,99; з₃ = 0,95; з₄ = 0,99;

з= 0,98*0,99²*0,95*0,99 = 0,9

Мощность на валу барабана вычисляют по формуле [1, с 328]

P_б = F_л* х_л, (2)

где F_л - тяговое усилие ленты;

х_л - скорость ленты.

F_л= 1,1 кН; х_л= 1,7 м/с

P_б= 1,1*1,7=1,87 кВт

Требуемая мощность электродвигателя рассчитывается по формуле [1, с. 329]:

где - мощность на валу барабана;

- общий КПД всего двигателя.

=1,8 кВт;=0,9

Угловую скорость барабана вычисляют по формуле [1, с. 329]:

где -скорость ленты;

-диаметр ведущего барабана.

Частоту вращения барабана вычисляют по формуле [1, c. 329]

где щ_б - угловая скорость барабана.

щ_б=12,14

По данным [1, с. 390, таблица П. 1] по требуемой мощности P_тр=2,07 кВт выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S2У3, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин с параметрами P_дв=3,0 кВт и скольжением 4,7% (ГОСТ 19523-81).

Номинальную частоту вращения двигателя вычисляют по формуле [1, c. 329]



Угловую скорость двигателя вычисляют по формуле [1, c. 329]

где n_дв - номинальная частота вращения двигателя.

n_дв= 968 об/мин

1.2 Передаточное отношение привода и его ступеней

Передаточное отношение привода

Возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора i_p=3ч6 и для клиноременной передачи i_к=3ч6, i_общ=9ч36

Передаточное отношение привода вычисляют по формуле [1, c. 329]

где щ_дв - угловая скорость двигателя;

щ_б - угловая скорость барабана.

щ_дв= 101,52 рад/с; щ_б=12,14 рад/с

Значение i=8,36 можно принять приемлемым, т.к. оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять:

- для редуктора по ГОСТ 2185-66 [1, c. 36] u_р =5;

- для клиноременной передачи по ГОСТ 2185-66

1.3 Силовые и кинематические параметры привода

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

- для вала В вычисляют по формуле [1, c. 329]

где n_дв - частота вращения двигателя.

где щ_дв - угловая скорость двигателя.

Таблица 1 - частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал А	nдв = 970 об/мин	щдв= 101,52 рад/с
Вал В	__	щ1= 60,7 рад/с
Вал С	n2= 115,98 об/мин	щ2= 12,14 рад/c

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Выбор сечения клинового ремня

По монограмме [1, c. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае n₁ = n_дв= 970 об/мин) и передаваемой мощности P = P_тр= 2.07 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2.2 Расчет основных параметров клиноременной передачи

Расчет вращающего момента [1, c. 330]

где P - требуемая мощность электродвигателя;

щ_дв - угловая скорость.

Расчет диаметра меньшего шкива [1, c. 130]

где T - вращающий момент.

Принимаем d₁=100 мм.

Расчет диаметра большего шкива

где е - скольжение ремня;

i_р - передаточное отношение.

е = 0,015; i_р = 1,67

d₂ = 250 мм [1, c. 120]

Уточняем передаточное отношение [1, c. 330]

При этом угловая скорость вала В будет

где щ_дв - угловая скорость;

i_р - передаточное отношение.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету

Расчет межосевого расстояния [1, c. 130]

где d₁, d₂ - диаметры шкивов;

T_o = 10,5 (высота сечения ремня [1, c. 131])

Межосевое расстояние а_р выбираем в интервале 200 ч350 мм. Принимаем предварительно значение а_р = 300 мм.

Расчет длины ремня [1, c. 121]

где a_p - межосевое расстояние;

d₁, d₂ - диаметры шкивов.

Принимаем ближайшее значение по стандарту L = 1120 мм [1, c. 131]

Уточняем межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня [1, c. 130]

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01*1120 = 11,2 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличить его на 0,025L = 0,025*1120 = 28 мм для увеличения натяжения ремней.

Расчет угла обхвата меньшего шкива [1, c. 130]

где a_p - межосевое расстояние;

d₁, d₂ - диаметры шкивов.

Расчет числа ремней

где P₀= 0,37 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем [1, c. 132];

C_L = 0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c. 136];

С_б = 0,89 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c. 135];

C_z = 0,91 - коэффициент, учитывающий число ремне в передаче [1, c. 135]; предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3.

C_p = 1,1 - коэффициент режима работы, учитывающий величину длины ремня [1, c. 135]

Принимаем z = 6.

Расчет натяжения ветви [1, c. 136]

где

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (для ремня Б) [1, c. 136]

Расчет давления на валы

Расчет ширины шкивов B_ш[1, c. 138]

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Материал передачи Сталь 45

3.2 Материал шестерни Сталь 45

Термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230 [1, таблица 3.3].

3.3 Материал колеса Сталь 45

Термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения находят по формуле [1, c. 33]

Где у_{Н limb} - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL = 1;

[S_H] - коэффициент безопасности.

[1, таблица 3.2] Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой (улучшением) предел контактной выносливости находят по формуле [1, c. 34, таблица 3.2]

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение находят по формуле [1, c. 35]

Для шестерни допускаемое контактное напряжение находят по формуле [1, c. 31]

где (2*НВ₁+70) - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

Для колеса допускаемое контактное напряжение находят по формуле [1, c. 32]

где (2*НВ₁+70) - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

Расчетное допускаемое контактное напряжение:



Требуемое условие [у_H]?1,23*[у_H2] выполнено.

Межосевое расстояние вычисляют по формуле [1, c. 32]

где K_б= 49,5 - для прямозубых колес;

u = 5 - передаточное число;

Т₂ - вращающий момент

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

Ш_ba - коэффициент ширины венца;

[у_H] - расчетное допускаемое контактное напряжение.

Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала.

Принимаем значение K_Hв= 1,25 [1, таблица 3.1]

Для прямозубых колес принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: Ш_ba = 0,25 [1, c. 36]

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66

a_w=140 мм [1, c. 36]

Выбираем по ГОСТ 9863 - 60 m_n = 2,5 - нормальный модуль [1, c. 36]

Число зубьев шестерни вычисляют по формуле [1, c. 37]

Примем угол в = 10°, так как передача прямозубая.

где a_w - межосевое расстояние;

m_n - нормальный модуль;

u - передаточное число.

a_w = 140 мм; m_n =2,5; u = 5.

Принимаем z₁= 19.

Число зубьев колеса вычисляют по формуле:

Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные вычисляют по формуле [1, c. 334]

где z₁, z₂ - числа зубьев шестерни и колеса;

m_n - нормальный модуль зацепления;

в - угол наклона зубьев.

m_n = 2,5; в = 0; z₁ = 19; z₂= 95.

Проверка

Диаметры вершин зубьев вычисляют по формуле [1, c. 334]

где d₁, d₂ - диаметры делительные шестерни и колеса;

m_n - нормальный модуль зацепления.

d₁ =45 мм; d₂= 235 мм; m_n= 2,5.

Ширину шестерни и колеса вычисляют по формуле [1, c. 334]

где ш_ba - коэффициент ширины венца;

a_w - межосевое расстояние.

ш_ba = 0,25; a_w = 140 мм.

где b₁ - ширина шестерни;

b₂ - ширина колеса.

Коэффициент ширины колеса по диаметру вычисляют по формуле [1, c. 334]

где b₁ - ширина шестерни;

d₁ - делительный диаметр шестерни.

Окружную скорость колес и степень точности передачи вычисляют по формуле [1, c. 334]

где d₁ - делительный диаметр шестерни;

щ₁ - угловая скорость на валу В.

d₁= 45 мм; щ₁= 60,7 рад/c

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности [1, c. 32]

Коэффициент нагрузки вычисляют по формуле [1, c. 334]

где K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

K_Hб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hх - динамический коэффициент.

Значение K_Hв[1, таблица 3.5], при ш_ba = 0,25, твердости НВ ? 350 и симметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения клиноременной передачи, K_Hв = 1,08.

Имеем K_Hб= 1; K_Hх = 1,05 [1, c. 40]

Проверку контактных напряжений производят по формуле [1, c. 31]

где a_w - межосевое расстояние;

K_H - коэффициент нагрузки;

T₂ - вращающий момент на валу колеса;

u - передаточное число;

b₂ - ширина колеса.

a_w= 140 мм; K_H = 1,134; T₂ = 150 Н*м; u = 5; b₂ = 35 мм

Условие прочности выполнено.

Силы действующие в зацеплении.

Окружную силу вычисляют по формуле [1, c. 334]

где d₂ - делительный диаметр колеса;

T₂ - вращающий момент на валу колеса.

T₂ =150Н*м; d₂ = 250 мм

Радиальную силу вычисляют по формуле [1, c. 334]

где F_t - окружная сила;

б - угол зацепления в нормальном сечении;

в - угол наклона зубьев.

F_t = 1516,48Н; б = 20°; в= 0

Осевую силу находим по формуле [1, c. 158]

Проверка зубьев на выносливость

Проверку зубьев на выносливость по напряжениям изгиба выполняют по формуле [1, c. 46]

где F_t - окружная сила;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_в - коэффициент компенсации погрешности;

K_Fб - коэффициент;

b - ширина колеса или шестерни;

m_n - нормальный модуль зацепления.

Коэффициент нагрузки вычисляют по формуле [1, c. 42]

где K_Fв - коэффициент концентрации нагрузки;

K_Fх - коэффициент динамичности.

По таблице 3.7 [1, c. 43] при ш_ba = 0,25, твердости НВ ? 350 и симметричном расположении колес относительно опор выбираем

K_Fв = 1,17, K_Fх = 1,25

Коэффициент Y_Fзависит от эквивалентного числа зубьев z_х:

у шестерни вычисляют по формуле [1, c. 28]

где в - угол наклона зубьев;

z₁ - число зубьев шестерни.

у колеса вычисляют по формуле [1, c. 46]

где в - угол наклона зубьев;

z₂ - число зубьев колеса.

Тогда Y_F1 = 4,0; Y_F2 = 3,60 [1, c. 42]

Определяем коэффициенты Y_ви K_Fб по формуле [1, c. 46]



где в - угол наклона зубьев.

где е_б - коэффициент торцового перекрытия;

n - степень точности.

е_б= 1,5; n =8.

Допускаемое напряжение вычисляют по формуле [1, c. 43]

где у^o_Flimb - от нулевой цикл изгиба;

[S_F] - коэффициент безопасности.

По таблице 3.9 [1, c. 44-45] для Стали 45 улучшенной, при твердости НВ ? 350, предел выносливости при отнулевом цикле изгиба у^o_Flimb= 1,8НВ.

Для шестерни у^o_Flimb= 1,8 * 230 = 415 МПа;

для колеса у^o_Flimb = 1,8 * 200 = 360 МПа;

[S_F] = 1,75 [1, c. 43]

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса

Условие прочности выполняется.

4. Предварительный расчет валов редуктора

передача кинематический привод зубчатый

Ведущий вал расчитывают по формуле [1, c. 161] Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [ф_k] = 20МПа:

где T₁ - вращающий момент на валу шестерни [1, c. 336]

Диаметр выходного конца ведущего вала округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда [1, c. 161] d_в1= 20 мм. Примем под подшибники d_п1= 25 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом. Ведомый вал вычисляют по формуле [1, c. 161] Учитываем влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем МПа

Диаметр выходного конца вала

Где вращающий момент на валу колеса, допускаемое напряжение

Принимаем 32 d_п2= 35 мм d_к2=45 мм.

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78 [1, c. 169, таблица 8.9]. Материал шпонок - Сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности вычисляют по формуле [1, c. 310]

где d - диаметр вала;

bxh - сечение шпонки;

T - крутящий момент на валу;

l - длина шпонки;

t₁ - глубина паза втулки.

Допускаемые напряжения на смятие при стальной ступице [у_см] = 100ч120 МПа, при чугунной [у_см] = 50ч70 МПа.

Ведущий вал: d = 33 мм; bxh = 10х8 мм; t₁ = 5 мм; длина шпонки l= 60 мм (при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм [1, c. 277, таблица 11.5])

Ведомый вал. Проверяем шпонку под муфтой d = 36 мм; bxh = 16 х 10 мм; t₁ = 6 мм; длина шпонки l= 110 мм

Условие выполнено.

Список литературы

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование детали машин

2. Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - Изд. 2-е, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

Размещено на Allbest.ru