- •1 Введение 3
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
- •Проектный расчёт
- •Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •Проверка зубьев передачи на изгиб
- •Расчёт 2-й цепной передачи
- •Предварительный расчёт валов
- •Ведущий вал.
- •Выходной вал.
- •Конструктивные размеры шестерен и колёс
- •Цилиндрическая шестерня 1-й передачи
- •Цилиндрическое колесо 1-й передачи
- •Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи
- •Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи
- •Выбор муфты на входном валу привода
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •Колесо 1-й зубчатой цилиндрической передачи
- •Ведущая звёздочка 2-й цепной передачи
- •Ведомая звёздочка 2-й цепной передачи
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •Расчёт реакций в опорах
- •Построение эпюр моментов валов
- •Расчёт моментов 1-го вала
- •Эпюры моментов 1-го вала
- •Расчёт моментов 2-го вала
- •Эпюры моментов 2-го вала
- •Расчёт моментов 3-го вала
- •Эпюры моментов 3-го вала
- •Проверка долговечности подшипников
- •Уточненный расчёт валов
- •Расчёт 1-го вала
- •Расчёт 2-го вала
- •Расчёт 3-го вала
- •Тепловой расчёт редуктора
- •Выбор сорта масла
- •Выбор посадок
- •Технология сборки редуктора
- •Заключение
- •Список использованной литературы
Проверочный расчёт по контактным напряжениям
Расчётное значение контактного напряжения:
H=[]H
где Z= 8400 - для косозубой передачи. Тогда:
H= = 317,826 МПа[]H= 335,853 МПа.
Силы в зацеплении:
окружная:
Ft= = = 795,789 H;
радиальная:
Fr= = = 292,569 H;
осевая:
Fa= Ftxtg() = 795,789xtg(8,11 o) = 113,399 H.
Проверка зубьев передачи на изгиб
Расчётное напряжение изгиба:
в зубьях колеса:
F2=[]F2
в зубьях шестерни:
F1=[]F1
Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zvи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:
zv1= = = 41,225
zv2= = = 162,837
По табл. 2.10[2]:
YFS1= 3,695
YFS2= 3,59
Значение коэффициента Y, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:
Y= 1 - = 1 - = 0,919
Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.
Тогда:
F2= = 74,875 МПа[]F2= 169,412 МПа.
F1= = 77,065 МПа[]F1= 190,588 МПа.
Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи |
Марка стали |
Термообработка |
HB1ср |
в |
[]H |
[]F |
HB2ср |
H/мм2 | |||||
Шестерня |
45Л |
нормализация |
180 |
540 |
351,818 |
190,588 |
Колесо |
45Л |
нормализация |
160 |
520 |
319,091 |
169,412 |
Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм
Проектный расчёт | |||||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение | ||||
Межосевое расстояние aw |
100 |
Угол наклона зубьев , град |
8,11 | ||||
Модуль зацепления m |
1 |
Диаметр делительной окружности: |
| ||||
Ширина зубчатого венца: |
|
шестерни d1 колеса d2 |
40,404 159,596 | ||||
шестерни b1 колеса b2 |
45 40 | ||||||
Числа зубьев: |
|
Диаметр окружности вершин: |
| ||||
шестерни z1 колеса z2 |
40 158 |
шестерни da1 колеса da2 |
42,404 161,196 | ||||
Вид зубьев |
косозубая передача |
Диаметр окружности впадин: |
| ||||
шестерни df1 колеса df2 |
37,904 157,096 | ||||||
Проверочный расчёт | |||||||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание | ||||
Контактные напряжения H,H/мм2 |
335,853 |
317,826 |
- | ||||
Напряжения изгиба, H/мм2 |
F1 |
190,588 |
77,065 |
- | |||
F2 |
169,412 |
74,875 |
- |
Расчёт 2-й цепной передачи
Выбираем приводную роликовую однорядную цепь (cм. гл. VII[1], табл. 7.15).
Передаточное число:
U = 3,1 .
Число зубьев ведущей звездочки (см. с.148[1]):
z1= 31 - 2xU= = 31 - 2x3,1 = 24,8
Принимаем z1= 25.
Число зубьев ведомой звездочки:
z2=z1xU= = 25x3,1 = 77,5
Принимаем z2= 77 .
Тогда фактическое передаточное число:
Uф= = 3,08 .
Отклонение:
0,645%, что допустимо (отклонение не должно превышать 3%).
Расчетный коэффициент нагрузки (см. гл. VII[1], формулу 7.38[1] и пояснения к ней):
Кэ=kдxkаxkнxkрxkсмxkп
где:
kд= 1 - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ka= 1 - коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, при a=(25...50)xt;
kн- коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров к горизонту, при наклоне до 60 okн= 1;
kр= 1,25 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, в нашем случае при периодическом регулировании;
Kсм= 1,4 - коэффициент, учитывающий способ смазки,
Кп= 1 - коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, в нашем случае - 2 смены.
Тогда:
Kэ= 1x1x1x1,25x1,4x1 = 1,75.
Tведущей зв.= 62072803000 Нxмм.
Для определения шага цепи по формуле 7.38 гл.VII[1] надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. В таблице 7.18[1] допускаемое давление [p] задано в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки и шагаt. Поэтому для расчета по формуле 7.38[1] величиной [p] следует задаваться ориентировочно. Ведущая звездочка имеет частоту вращенияn1=231,246 об/мин. Среднее значение допускаемого давления примем [p]=24,063 МПа.
Тогда шаг цепи:
t2,8x= 2,8x= 15,826 мм.
Подбираем по табл. 7.15[1] цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТ 13568-97, имеющую t=19,05 мм; разрушающую нагрузкуQ=31,8 кН; массуq=1,9 кг/м; Аоп=105,8 мм 2.
Скорость цепи:
V= 1836x10 -3м/с.
Окружная сила:
Ftц= 818,712H.
Давление в шарнире проверяем по формуле 7.39[1]:
p= 13,542 МПа.
Уточняем по табл 7.18[1] допускаемое давление:
[p] = [p']x[1 + 0,01x(z1- 17)] = 24,063x[1 + 0,01x(25 - 17)] = 25,988 МПа.
В этой формуле [p']=24,063 МПа - табличное значение допускаемого давления по табл. 7.18[1] приn1=231,246 об/мин иt=19,05 мм. Условиеp< [p] выполнено.
Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36[1]:
Lt = 2 x at + 0,5 x z + , где
at =
z = z1 + z2 = 25 + 77 = 102;
= 8,276.
Тогда:
Lt = 2 x 40 + 0,5 x 102 + 132,712.
Округляем до четного числа: Lt= 133.
Уточняем межосевое расстояние цепной передачи по формуле 7.37[1]:
a= 0,25xtx(Lt- 0,5xz+ ) =
0,25 x19,05x(133 - 0,5x102 + ) = 764,8 мм
Принимаем: a= 765 мм.
Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть примерно на 765 x0,004 = 3 мм.
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек (см. формулу 7.34[1]):
dд1= 151,995 мм;
dд2= 467,042 мм;
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек (см. формулу 7.35[1]):
De1 = t x x d1 =
19,05 x x 11,91 = 160,439 мм;
De2 = t x x d1 =
19,05 x x 11,91 = 476,297 мм;
где d1= 11,91 мм - диаметр ролика цепи.
Силы действующие на цепь:
окружная:
Ftц= 818,712 Н - определена выше;
от центробежных сил:
Fv=qxV 2= 1,9x1,836 2= 6,405H;
где масса одного метра цепи q=1,9 кг/м по табл. 7.15[1];
от провисания:
Ff= 9.81xkfxqxa= 9.81x1,5x1,9x0,765 = 21,388H;
где kf=1,5 - коэффициент влияния наклона оси центров цепи (см.c. 151[1]).
Расчетная нагрузка на валы:
Fв=Ftц+ 2xFf= 818,712 + 2x21,388 = 861,488H.
Проверяем коэффициент запаса прочности цепи по формуле 7.40[1]:
s= 37,566.
Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s]=7,987 (см. табл. 7.19[1]); следовательно, условие прочностиs>[s] выполнено.
Толщина диска звёздочки:
0.93 xВвн= 0.93x12,7 = 11,811 = 12 мм, где Ввн - расстояние между пластинками внутреннего звена (см. табл.7.15[1]).
Параметры цепной передачи, мм
Проектный расчёт | |||||
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение | ||
Тип цепи |
ПР-19,05-31,8 |
Диаметр делительной окружности звёздочек: |
| ||
Шаг цепи t |
19,05 |
ведущей dд1 ведомой dд2 |
151,995 467,042 | ||
Межосевое расстояние aw |
765 | ||||
Диаметр окружности выступов звёздочек: |
| ||||
Длина цепи l |
2533,65 | ||||
ведущей de1 ведомой de2 |
160,439 476,297 | ||||
Число звеньев lp |
133 | ||||
Числа зубьев: |
|
Диаметр окружности впадин звёздочек: |
| ||
шестерни z1 колеса z2 |
25 77 | ||||
ведущей di1 ведомой di2 |
154,153 470,824 | ||||
Сила давления на вал Fв, Н |
861,488 | ||||
Проверочный расчёт | |||||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчётные значения |
Примечание | ||
Частота вращения ведущей звёздочки n1, об/мин |
900 |
231,246 |
| ||
Коэффициент запаса прочности S |
7,987 |
37,566 |
| ||
Давление в шарнирах цепи pц,H/мм2 |
25,988 |
13,542 |
|