Расчёт и проектирование одноступенчатого зубчатого цилиндрического редуктора. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Страницы работы

28 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

расчетному моменту произведен выбор муфт из стандартного набора.

Thesummary

The given work is devoted to account and designing of an electromechanical transmission of the tape conveyor. In structure of a transmission there is a cylindrical two-step reducer, drive the engine, connecting muff. The drive is based on a welded individual frame. Are produced durable and geometrical accounts of gear transfers of a two-step reducer, intermediate and exit of spindle on static and fatigue durability with definition of settlement stocks. The rating of durability of bearings is produced which satisfy to a resource of work of a transmission. Are picked up and are checked up on durability of connection of gear wheels with spindle. On the settlement moment the choice muff of a standard set is made.


Расчёт редуктора

Мощность на тихоходном валу Nт = 75 кВт.

Частота вращения тихоходного вала nт = 380 об/мин.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

Определение КПД редуктора.

hобщ = hзп × hпш4 × hсм  ×hупл2

hзп - КПД зубчатой пары; hзп = 0,97

hпш - КПД подшипника; hпш = 0,995

hсм - КПД смазки; hсм = 0,995

hупл - КПД уплотнений; hупл = 0,995

hобщ - общий КПД редуктора

hобщ =0,97 × (0,995)4 × 0,995 × (0,995)2 = 0,936

Определение мощности на быстроходном валу.

hобщ =Nт / Nб

Nб = Nт / hобщ = 75 / 0,936 = 80,13 кВт.

Так как тихоходный вал один, то

Nб = Nдв = 80,13 кВт

Определение частоты вращения быстроходного вала.

nб = nт × iз

iз - среднее значение передаточного отношения (для зубчатых колёс iз = 3 ¸ 6)

nб = 160 × (3 ¸ 6) = 480 ¸ 960 об/мин

По соображениям мощности и числа оборотов выбирается электродвигатель серии 4А250М4У3.

Его характеристики:

- номинальная мощность Nном = 90 кВт;

- частота вращения nдв = 1470 об/мин

Определение передаточного отношения u.

u = nдв / nт = 1470 / 380 = 4,68

Уточняем: nт = nдв / u = 1470 / 3,87 = 379,8

Отклонение: ((379,8 – 380) / 380) × 100% = -0,05 (допускается отклонение ± 3 %)            Определение угловой скорости валов редуктора wб и wт.

wб = wдв = p × nдв / 30

nдв = nб =1470 об/мин

wб = 3,14 × 1470 / 30 = 153,9 рад/сек

wт = p × nт / 30

nт = 380 об/мин

wт = 3,14 × 380 / 30 = 39,8 рад/сек

Определение вращающих моментов на осях.

Mб - вращающий момент на валу шестерни

Мб = Nб / wб = 80,13 × 103 / 153,9 = 520,7 × 103 Н × мм

Mт - вращающий момент на валу колеса

Mт = Мб × u = 520,7 × 103 × 3,87 = 2015,1 × 103 H × мм


2. Расчёт зубчатых колёс редуктора.

Так как в данном задании нет особых требований в отношении габаритов редуктора, выбираются материалы со средними характеристиками. Для шестерни сталь 30ХГС - термообработка улучшение, твёрдость НВ = 260. Для колеса сталь 45 - термообработка улучшение, твёрдость НВ = 230.

Допускаемые контактные напряжения.

[s]н = sн lim × KНL / [n]н, где

sн lim – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

(базовое число циклов при НВ = 200 ¸ 500 равно 107 ¸ 6 × 107).

Для углеродной стали с твёрдостью зубьев менее НВ = 350 и термообработкой улучшение  sн lim = 2 × НВ + 70.

sн lim = 2 × 230 + 70 = 530.

KНL – коэффициент долговечности, при числе циклов нарушения больше базового. Это имеет место при длительной эксплуатации редуктора. Принимается KНL = 1.

[n]н – коэффициент долговечности. Примем [n]н = 1,15.

Допускаемое контактное напряжение по конусу

[s]н = 530 × 1 / 1,15 = 460 Н/мм2.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев.

Передача прямозубая, так как условия допускают это (мощность на выходном вале относительно небольшая).

 , где

aw – межосевое расстояние;

Кн – коэффициент нагрузки (Кн » Кнb);

Кн = Кнa × Кнb × Кнv , где

Кнa - коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых колёс Кнa = 1.

Кнb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимается Кнb = 1,15 , исходя из симметричности расположения колёс относительно опор и НВ < 350.

Kнv – динамический коэффициент. Kнv » 1.

Кн = 1,15 × 1 × 1 = 1,15.

Yba – коэффициент ширина венца принимается по межосевому расстоянию; Yba = 0,4.

Yba = b / aw, где b – ширина.

Таким образом, межосевое расстояние aw:

= 214 мм.

Принимается ближайшее стандартное значение aw = 224.

Нормальный модуль зацепления.

mn = (0,01 ¸ 0,02) × aw; mn = (0,01 ¸ 0,02) × 224 = 2 ¸ 4; принимается mn = 3,5.

Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

zS = zш + zк, где

zS - число зубьев суммарное. 

zш -  число зубьев шестерни.

zк -  число зубьев колеса.

zS = 2 × aw / mn; zS = 2 × 224 / 3,5 = 128 зубьев.

zш = zS / (u + 1); zш = 128 × (4,68 + 1) = 23 зуба.

zк = 128 – 23 = 105 зубьев на колесе.

Уточнение передаточного числа.

u¢ = zк / zш; u¢ = 105 / 23 = 4,56.

u¢ принимается к расчёту.

Отклонение: ((4,68 – 4,56) / 4,68) × 100% = 0,6% (Расхождение не превышает 2,5%).

Определение геометрических размеров передачи.

Делительные диаметры dw1 и dw2.

dw1 = mn × zш; dw1 = 3,5 × 23 = 80,5 мм.

dw2 = mn × zк; dw2 = 3,5 × 105 = 367,5 мм.

Проверка aw:

aw = (dw1 + dw2) / 2; aw = (80,5 + 367,5) / 2 = 224.

Диаметры вершин зубьев da1 и da2.

da1 = mn × (zш + 2); da1 = 3,5 × (23 + 2) = 87,5мм.

da2 = mn × (zк + 2); da2 = 3,5 × (105 + 2) = 374,5 мм.

Диаметры впадин df1  и df2.

df1 = mn × (zш – 2,5); df1 = 3,5 × (23 – 2,5) = 71,75 мм.

df2 = mn × (zк – 2,5); df2 = 3,5 × (105 –2,5) = 358,75 мм.

Ширина шестерни b1 и колеса b2.

b2 = Yba × aw; b2 = 0,4 × 224 = 89,6 мм.

b1 = b2 + 5; b1 = 94,6 мм.

Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру.

Ybd = b1 / dw1; Ybd = 94,6 / 85 = 1,175.

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

U = w1 × dw1/2 = (wб × dw1) / 2; U = 78,5 × 80,5 × 10-3 / 2 = 3,16 м/с.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

Проверка коэффициента нагрузки Кн.

Кн = Кнa × Кнb × Кнv , где

Кнa - коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач Кнa = 1.

Кнb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. При Ybd = 1,175 и твёрдости НВ £ 350, Кнb = 1,04 (Расположение колёс симметричное). Kнv – динамический коэффициент. При U = 3,16 м/с £ V = 5 м/с Кнv = 1,05 (при твёрдости   НВ £ 350).

Kн = 1,04 × 1,05 × 1 = 1,092.

Проверка контактных напряжений прямозубой передачи.

sн = £ [s]н.

sн = = 414,2 Н/м2.

sн £ [s]н; 414,2 < 460.

Таким образом, условие прочности по контактным напряжениям выполнено.

Силы, действующие в зацеплении.

Окружная:

P = 2 × M1 / dw1; P = 2 × 191,1 × 103 / 80,5 = 4747,8 H.

Радиальная:

Pr = P × tga, где a - угол зацепления. Для прямозубой передачи a = 20°.                                     Pr = 4747,8 × tg20 = 1728 H.

Осевой силы для прямозубой передачи нет.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

sF = KF × P × YF / (b × mn) £ [s]F.

При  ybd = 1,175 и твёрдости НВ £ 350:

КF = KFb × KFV, где

КF – коэффициент нагрузки.

KFb - коэффициент концентрации нагрузки; KFb = 1,12.

Принимается  KFV = 1,45.

KF = 1,12 × 1,45 = 1,624.

YF – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям. Зависит от эквивалентного числа зубьев.

zк = 105 Þ YF2 = 3,6.

zш = 23 Þ YF1 = 3,84.

Допустимое напряжение находится по формуле:

[s]F = s0F lim b / [n]F.

Для стали 45 и 30ХГС улучшенной при твёрдости НВ £ 350 s0F lim b = 1,8 × НВ.

Для шестерни: s0F lim b = 1,8 × 260 = 468 Н/мм2.

Для колеса: s0F lim b = 1,8 × 230 = 414 Н/мм2.

[n]F – коэффициент запаса прочности.

[n]F = [n]F¢ × [n]F², где

[n]F¢ - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса. Его значение: [n]F¢ = 1,75.

[n]F² - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого

Похожие материалы

Информация о работе