Техническое задание № 8.7

Рассчитать привод и косозубый цилиндрический редуктор, муфту соединяющую привод с ведомым валом привода. Муфта – втулочная со шлицевым соединением.

Исходные данные:

Р₃=9 кВт

₃=2 рад/с.

Схема привода :

1 – электродвигатель

2 – втулочная муфта со шлицевым соединением

3 – клиноремённая передача

4 – закрытый косозубый цилиндрический редуктор

5 – муфта

6 – барабан

1. Расчёт привода с выбором электродвигателя по ГОСТ

   1. Общий КПД привода:

где ₁=0,95 – КПД закрытой косозубой цилиндрической передачи(при z = 5),

₂=0,95 – КПД клиноремённой передачи (при z=3,232),

2.Требуемая мощность электродвигателя

По Р_тр подбираем электродвигатель таким образом, чтобы выполнялось условие Р_дР_тр.

Двигатель А02 - 61 - 6:

Р_д=10 кВт – мощность,

n₁=970об/мин - частота вращения двигателя,

d­_в=42мм - диаметр вала двигателя [2, т. П.1].

3.Мощность на каждом валу привода

- мощность на ведущем валу привода,

- мощность на ведомом валу клиноремённой передачи,

- мощность на ведущем валу барабана привода.

1. Общее передаточное отношение

где с^-1 – угловая скорость вращения вала электродвигателя.

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

u_общ=u₁u₂,

где u₁=3,2323 – передаточное отношение клиноремённой передачи,

u₂=5 – передаточное отношение закрытого косозубого цилиндрического редуктора [1, т. 7 ].

5. Число оборотов и угловые скорости вращения на каждом валу привода

n₁=970 об/мин, ₁=101,526 с^-1,

об/мин - частота вращения ведомого вала клиноремённой передачи,

с^-1 - угловая частота вращения ведущего вала цилиндрического редуктора,

об/мин - частота вращения ведущего вала привода барабана,

с^-1 - угловая скорость вращения ведущего вала привода барабана.

6. Крутящие моменты на каждом валу привода

- крутящий момент на ведущем валу привода,

- крутящий момент на ведущем валу косозубого цилиндрического редуктора,

- крутящий момент на ведомом валу привода барабана.

2.Расчет втулочной муфты со шлицевым соединением

Муфту выбираем по диаметру вала по ГОСТ

d_в=42мм – диаметр вала двигателя [1, т. 5.3].

Расчетный крутящий момент

,

где К_р=1,25 – коэффициент режима работы [1, т. 17.1],

Т₁=98,4969 Нм – номинальный крутящий момент.

Т_р≤[Т_р]

Выбираем муфту по справочнику в зависимости от крутящего момента

[T_p]=1120 Н·м – допускаемый расчетный крутящий момент

[2, т.4,5 стр .60].

Размеры фланцевой муфты [2, т. 17.2 стр. 381]:

D=70 мм – наружный диаметр муфты,

L=90 мм – длина муфты,

z = 8 мм – количество шлицов муфты,

d_ср=39 мм – средний диаметр муфты,

h=2.2 мм – высота зуба шлицевого соединения,

d=36 мм – внутренний диаметр муфты

b=8 мм. – ширина зуба шлицевого соединения

Для расчета принимаем Т_р = 123,12 Н·м

Рассчитаем муфту на кручение:

где: W_ρ – полярный момент кручения

= 0,6

Расчёт шлицевого прямобочного соединения на смятие:

А_см – площадь смятия расчитывается по формуле:

h=2.2мм – высота зуба шлицевого соединения,

l_р=44мм – рабочая длинна или длинна контакта вала с муфтой,

Ψ=0,7-0,8 – коэффициент неравномерного распределения напряжения по шлицам,

d_ср= 39 мм – средний диаметр муфты

Т_р= 123121,1 Н·мм – расчетный крутящий момент

<=80 ÷120 МПа

Так как расчетное значение меньше то условие прочности соблюдается.

3 Расчет косозубой цилиндрической передачи

Р₂=9,5 кВт Р₃=9,025 кВт

n₂=300,095 об/мин n₃=60,019 об/мин

Т₂=302,,45 Н м Т₃=1436,66Н м

₂=31,4098 с^-1 ₃=6,2819 с^-1

u ₂=5

Материал зубчатых колес

Для шестерни – сталь 40ХН улучшенная, твердостью 295НВ, для которого допускаемое контактное напряжение [_к]₂=540 МПа, допускаемое напряжение при изгибе [_и]₂=465 МПа [1, с. 181];

для колеса – сталь 40ХН нормализованная, твердостью 250НВ, для которого [_к]₃=466 МПа, [_и]₃=425 МПа [2, с. 182].

Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес в косозубой передаче

[_к]=0,5*([_к]₂+[_к]₃)=0,5*(540+466)=503 МПа.

1. Межосевое расстояние

,

где К_а=43 – числовой коэффициент для косозубой передачи,

_вa=0,4 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса [1 , с. 30],

К_ - коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимается в зависимости от коэффициента

,

из [2, табл. 9.11] К_=1,06.

2. По ГОСТ а=220 мм [1, стр. 30].

3. Назначаем число зубьев шестерни z₁=20, тогда число зубьев колеса z₂=z₁*u=20*5=100.

4. Угол наклона зуба для косозубых передач =10, cos=0,985.

5. Модуль зацепления передачи

По ГОСТ m=4 мм [1, с. 30].

6. Основные размеры шестерни и колеса.

• Диаметры делительных окружностей

для шестерни

для колеса

• Диаметры выступов зубьев

для шестерни

для колеса

• Диаметры впадин зубьев

для шестерни

для колеса

• Ширина венца зубчатых колес

для колеса

для шестерни

7. Окружная скорость передачи

8. Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи S=9 [2, табл. 9.9].

9. Проверочный расчет передачи на контактную прочность

,

где К_=1,16 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [1, табл. 9.12].

К_z=365 – коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес.

Условие прочности соблюдается

10. Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

• Толщина зубчатого венца

принимаем =14 мм.

• Толщина диска

принимаем с=24 мм.

• Диаметр вала под зубчатым колесом

где [_к]=25 МПа – допустимое напряжение при кручении.

• Диаметр ступицы колеса

• Длина ступицы колеса

кроме того должно соблюдаться условие L_ств₂. Принимаем L_ст=96 мм.

• Размер фаски под вал

• Размер фаски колеса

• Диаметр расположения облегчающих отверстий принимается конструктивно

D₀=220 мм.

• Диаметр облегчающих отверстий принимается конструктивно

d₀=80 мм.