ТОР 5 статей: Методические подходы к анализу финансового состояния предприятия Проблема периодизации русской литературы ХХ века. Краткая характеристика второй половины ХХ века Характеристика шлифовальных кругов и ее маркировка Служебные части речи. Предлог. Союз. Частицы КАТЕГОРИИ:
|
Рсчет зубчатых колес редуктораСодержание
1) выбор электродвигателя и кинематический расчёт; 2) рсчет зубчатых колес редуктора; 3)предворительный расчет валов; 4) конструктивные размеры; 5)конструктивные размеры корпуса; 6) расчет цепной передачи; 7)первый этап компоновки редуктора; 8)ведущий вал; 9) напряжение смятия.
спецификация 1. выбор электродвигателя и кинематический расчёт: Дано: F=4kH υ=2м/c d=420м F=сила натяжения ленточного конвейера
Решение: Общий КПД привода КПД η =η1 × η22 × η3 ×η4 η = 0,98 × 0,992 × 0,95 × 0.99=0,903 η1=0,98 η2=0,99 η3=0,95 η4=0.99 Мощность на валу барабана: Ρб=Fл× νл=4×2=8кВТ
Требуемая мощность электродвигателя: Ртр = Рб/η =8 / 0,9 = 8,8кВт
Угловая скорость барабана ω=2×υ/Дб=2×4/420=19,04
частото вращения барабана n=30×19,04/π=181,9 об/мин
Принимаю электродвигатель асинхронный серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81) марки 160S6 P=11кВТ N=1000об/мин S=2,7% Номинальная частота вращения Nдв=1000-27=973об/мин ω =π×n\30=3×973/30=97,3
общее передаточное отношение привода i=ωдв/ωб=97,3/19,04=5,1
передаточное отношение редуктора по ГОСТ 12289-76 uр=5
передаточное отношение цепной передачи uц=i/uр uц=13/5=2,6
Таблица1-угловые скорости и число оборотов валов
Вращающие моменты:
На валу шестерни: Т1= Р1/ω1= 8,8×103/97,3=90Нм
На валу колеса: Т2=Т×1uр=90×3,15=200Нм
рсчет зубчатых колес редуктора Допускаемые контактные напряжения [σн]=σh limb×Khl/[Sh]=530×1/115=460,8
Принято для колеса При длительной эксплуатации коэффициент долговечности Khl=1, коэффициент безопасности [ Sh]=1,15
σh limb=2НВ+70=530 σh limb=2×230+70=530
сталь марки 45; НВ=230; НВш=240
коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψвRe=0,285 Khb=1,3
Внешний делительный диаметр колеса de2=Kd×3√T2× Khb×Up/[σн]2× (1-0,5 ψвRe)2× ψвRe de2=99×3√200×1,3×3,15/(460)2(1-0,5×0,285)2×0,285=264
принимем по ГОСТу: de2=250
примим число зубьев шестерни: z1=25
колеса: z2= z1×up=25×3,15= 78,75
u=z2/z1=78,75/25=3,15
внешний окружной модуль: me= de2/ z2=250/78,75=3,3
Проверка: de2= me× z2=3,3×78,75=264
углы делительных конусов ctgδ=u=3,16;
внешнее конусное расстояние Re и длина зубьев В Re=0,5 me√z12+z22 Re=0,5√252+78,752=136
Ширина шестерни b= ψвRe× Re=38,7 b=0,285×136=38,7
внешний делительный диаметр шестерни de1= me ×z1=82,5 dae2= de2+2 me×cosδ=266
средний окружной модуль m=69,5/25=2,7
коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру ψвd=b/d1=38,7/69,5=0,5
средняя окружная скорость колёс υ=97,3×69,5/2=3,3 для коническихпередач обычно назначает 7-ю степень точности для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки.
Проверка: Kh=Khb×Khα×Khi=1,35×1×1,05=1,3
Проверяем контактное напряжение σн=335/ Re-0,5b√T2×Kh√(3,162+1)3/b×u2=450МПа<460МПа условия обеспечены силы в зацеплении: Ft=2T1/d1 Ft=2×90/82,5=2,1
Tg20=0,364
радиальная для шестерни, равнвя осевой для колеса Fr1=Fa2=Ft×tgα×sinδ1=2,1×0,364×0,955=0,7=730
Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса Fa1= Fr2=Ft×tgα×sinδ1=2,1×0,364×0,298=0,2=227 Θ=0,85
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба σf= Ft×Kf×Yf/ Θf×b×m≤[σf] коэффициент нагрузки Kf= Kfв ×Kfv;
Yf- коэф формы зубьев выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев; НВ<350: Kfв=1,38 Kfv=1,45 V=4,35м/с Kf=1,38×1,45=2 Для шестерни: Zv1=z1/cosδ1=26
Для колеса: Zv2=z2/ cosδ2=258 Yf1=3,88; Yf2=360; Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба: [σf]= σ flimb/[Sf] HB<350; σ flimb=1,8HB
для шестерни: σ flimb=1,8×230=414
для колеса: σ flimb=1,8×240=432
коэф запаса прочности [Sf]= [Sf] × [Sf]'' Sf=1,75
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость для шестерни [σf1] = σ flimb/[Sf]=432/1,75=246МПа [σf2] = σ flimb/[Sf]=414/1,75=236МПа
Отношение для шестерни [σf1]/ Yf1=63,6
Отношение для колеса [σf2]/ Yf2=0,6
Проверяем зуб колеса σf1= Ft×Kf×Yf/ Θ×fb×m=183<236 условия выполняются
3. Предворительный расчет валов: Крутящие моменты в сечении вала ведущего: Тк1=Т1=90Нм
Ведомого: Тк2=Тк1×up=90×3,15=283,5
Ведущий вал:
db1=3√Tk1/0,2[τk]=28,2мм db2=3√70750=41,3мм принимаю 42
диаметр под подшипники: dp1=40мм
диаметр подшипника под шестерни: dk1=28мм dk2=48мм dp2=54мм Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском:
|