3 Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные: U1 = 2; М2 = 380 Н·м; n2 = 113,9 об/мин.
Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:
de2 ≥ 1,75 · 104 = 1,75 · 104 = 0,18 м
νН = 1,13 + 0,13U1 = 1,13 + 0,13 · 2 = 1,39 – для колес c круговым зубом [1].
КНβ = ≥ 1,2; КНβ0 = 1,9 - табл. 2.3 [1]; КНβ = 1,37
Ψd = 0,166 = 0,166 = 0,37
ТНЕ2 = КНД М2 = 0,78 · 380 = 296 Н·м
Угол делительного конуса колеса:
δ2 = arctg(U1) = arctg 2 = 63,4º; sinδ2 = sin 63,4 = 0,89
Конусное расстояние:
Re = de2 / 2sin(δ2) = 180 / 2 · 0,89 = 101,1 мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285Re = 0,285 · 101,1 = 28,8 мм
Внешний торцовый модуль:
mte ≥
КFβ = ≥ 1,15; КFβ0 = 1,9 - табл. 2.6 [1]; КFβ = 1,29
vF = 0,85 + 0,043U1 = 0,85 + 0,043 · 2 = 0,94 – для колес c круговым зубом [1].
ТFЕ2 = КFД M2 = 1 · 380 = 380 Н·м
mte = = 0,004 м
Число зубьев колеса и шестерни:
z2 = de2 / mte = 180 / 4 = 45
z1 = z2 / U1 = 45 / 2 ≈ 22
Фактическое передаточное число:
U1ф = z2 / z1 = 45/22 = 2,045
Отклонение от заданного передаточного числа: 2,25% < 4%
Определим окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни.
δ2 = arctg(U1) = arctg 2,045 = 63,9º; δ1 = 90º - δ2 = 26,1º
cos δ2 = cos 63,9º = 0,44; cos δ1 = cos 26,1º = 0,9; sin δ1 = sin 26,1° = 0,44.
Делительные диаметры:
de1 = mte z1 = 4 · 22 = 88 мм;
de2 = mte z2 = 4 · 45 = 180 мм.
Внешние диаметры:
dae1 = de1 + 1,64(1 + Xn1) mte cosδ1 = 88 + 1,64(1+0,22) 4 · 0,9 = 95,2 мм
dae2 = de2 + 1,64(1 + Xn2) mte cosδ2 = 180 + 1,64(1 – 0,22) 4 · 0,44 = 182,3 мм
Xn1 = 0,22; Xn2 = - Xn1 = - 0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.11 [1].
Размеры заготовок колес:
Dзаг = dе2 + 2m + 6 = 180 + 2 · 4 + 6 = 194 мм > Dпред = 125 мм
Sзаг = 8me = 8 · 4 = 32 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред = 315 мм
Силы в зацеплении:
Ft = = = 4935 H – окружная сила в зацеплении.
dm2 = 0,857 de2 = 0,857 · 180 = 154 мм
Fr1 = Fa2 = γr Ft = 4935 · 0,088 = 434 H; γr = 0,44cosδ1 – 0,7sin δ1 = 0,088
Fa1 = Fr2 = γa Ft = 4935 · 0,824 = 4066 H; γa = 0,44sin δ1 + 0,7cosδ1 = 0,824
Напряжения изгиба в зубьях колеса.
σF2 = 1,17YF2 KFβ KFv ≤ [σ]F2
Напряжения изгиба в зубьях шестерни.
σF1 = σF2 YF1 / YF2 ≤ [σ]F1
KFβ = 1,29
Окружная скорость в зацеплении:
V = = 3,14 · 0,154 · 113,9 / 60 = 0,92 м/с
KFv = 1,04 – табл. 2.7 [1].
Эквивалентные числа зубьев:
zv2 = z2 / 0,55cos δ2 = 45 / 0,55 · 0,44 = 186
zv1 = z1 / 0,55cos δ1 = 22 / 0,55 · 0,9 = 44
YF1 = 3,7, YF2 = 3,6 – табл. 2.8 [1].
σF2 = 1,17 · 3,6 1,29 · 1,04 = 258 МПа ≤ [σ]F2 = 294 МПа
σF1 = 258 · 3,7 / 3,6 = 265 МПа ≤ [σ]F1 = 310 МПа
Условие выполняется.
Расчетное контактное напряжение:
σН = 1,9 · 106 ≤ [σ]H,
КНv = 1,01 – табл. 2.9 [1].
ТНЕ2 = КНД M2 = 0,78 · 380 = 296 Н·м
σН = 1,9 · 106 = 610 МПа ≤ [σ]H = 640 МПа,
Условие выполняется.
4 Расчет второй ступени редуктора
U2 = 3
Межосевое расстояние:
αω = Кα(U2 + 1) = 430 · (3 + 1) = 171 мм.
Кα = 430 – для косозубых передач [3].
Ψba = 0,4-0,5 – при симметричном расположении колес, берем: Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (U2 + 1) = 0,5 · 0,4 · (3+1) = 0,8
По Ψbd = 0,8 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:
КНβ = 1,24.
Принимаем αω = 160 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω = 1,6 – 3,2 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω = 0,4 · 160 = 64 мм
b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм – ширина шестерни.
Минимальный угол наклона зубьев:
βmin = arcsin = arcsin = 6,28°
При β = βmin сумма чисел зубьев:
zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 160/2)cos 6,28°= 159
Угол наклона зубьев:
β = arccos = arccos = 6,4°,
при нем zc = (2 · 160/2)cos 6,4° = 159
Число зубьев колеса:
z2 = zc / (U2 + 1) = 159 / (3 + 1) ≈ 40
z1 = 159 – 40 = 119 – шестерни.
Передаточное число:
Uф = 119 / 40 = 2,98, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.
Диаметры делительных окружностей:
d1 = m z1 /cos β = 2 · 119 / cos 6,4° = 239 мм – шестерни;
d2 = m z2 /cos β = 2 · 40 / cos 6,4° = 80 мм – колеса.
Торцевой (окружной) модуль:
mt = m /cos β = 2 / cos 6,4° = 2,012
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2m = 239 + 2 · 2 = 243 мм;
dа2 = d2 + 2m = 80 + 2 · 2 = 84 мм.
Проверочный расчет.
Проверка контактных напряжений.
σН = ZE ZH Zε
Коэффициент жесткости материала:
ZE = ; Вi = Ei / (1 – μi2).
У колес из стали 40Х:
Е = Е1 = Е2 = 210 ГПа; μ1 = μ2 = 0,3.
ZE = = = = 5,78 · 104
Коэффициент формы зуба:
ZН = ; tg αt = tg 20º / cosβ = tg 20º / cos 6,4° = 0,37
αt = 20,3º
β0 = arcsin (sin β · cos 20º) = arcsin (sin 6,4° · cos 20º) = 6,01º
ZН = = 2,47
Коэффициент полной длины линии контакта всех зубьев в зацеплении.
εβ = b2 tgβ / π mt = b2 tgβ cosβ / π m = 64 · tg6,4° · cos6,4° / 3,14 · 2 = 1,13 >1
Zε = = = 0,75
εα = (1,88 – 3,2 ) cosβ = (1,88 – 3,2 ) cos6,4° = 1,76
Окружная сила:
Ft = 2М3 / d1 = 2 · 1180 / 239 · 10-3 = 9874 H
Коэффициент внешней силы:
КН = КНβ · КНV · КНα
После уточнения: КНβ = 1,14
КНV = 1 + δН q0 Vt = 1 + 0,04 · 4,7 · 0,48= 1
δН = 0,04; q0 = 4,7; окружная скорость:
Vt = d1 ω3 / 2 = 239 · 10-3 · 4 / 2 = 0,48 м/с
КНα = КНα (Vt ; степень точности); КНα = 1,04
КН = 1,14 · 1 · 1,04 = 1,19
σН = 5,78 · 104 · 2,47 · 0,75 = 187,3 МПа < 640 МПа = [σ]H
Проверка напряжения изгиба.
σF = YFS2 Yβ Yε
Коэффициент внешней силы:
КF = КFβ · KFV · KFα = 1,13 ·1 · 1,04 = 1,18
КFβ = 1,13
KFV = 1 + δF q0 Vt = 1 + 0,16 · 4,7 · 0,48= 1
δF = 0,16
KFα = КНα = 1,04
Коэффициент формы (жесткости зуба на изгиб):
YFS2 = YFS2 (ZV1, χ)
Эквивалентное число зубьев:
ZV1 = Z1 / cos3 β = 119 / cos3 6,4° = 121
YFS2 = 3,6
Коэффициент угла наклона оси зуба:
Yβ = 1 – β / 140 = 1 – 6,4 / 140 = 0,954
Коэффициент перекрытия зацепления:
Yε = 1 / εα = 1 / 1,76 = 0,6
σF = 3,6 · 0,954 · 0,6 =188 МПа < 294 МПа = [σ]F
... по программе, устанавливаемой техническими условиями. Заключение По данным задания на курсовой проект спроектирован привод к скребковому конвейеру, представляющий собой электродвигатель, двухступенчатый цилиндрический косозубый редуктор и сварную раму. В процессе проектирования подобран электродвигатель, произведён расчёт редуктора. Расчёт редуктора включает в себя кинематические расчёты ...
... барабан 3 У - 1 0,08 кг 1 раз в неделю Винт 4 У - 1 0,02 кг 1 раз в месяц Редуктор 5 И – 20А 0,8 кг 1 раз в год 5. СЕБЕСТОИМОСТЬ КАПИТАЛЬНОГО РЕМОНТА ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА 5.1 Определение трудоемкости капитального ремонта Определение трудоемкости капитального ремонта (по Положению о планово-предупредительных ремонтах оборудования и транспортных средств на предприятиях ...
... Рэ = (XVPr5 + YPa5)KбKT, в которой радиальная нагрузка Pr5 = 2195 H; осевая нагрузка Pa5 = Fa5 = 0; V = 1 – вращается внутреннее кольцо; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров Kб = 1; КТ = 1 [2]. Рэ = 2195 H. Расчетная долговечность, млн. об: L = (C/Pэ)3 = (81900/2195)3 = 620 млн. об. Расчетная долговечность, ч: Lh = L·106/60n = 620·106/60·316,7 = 32,3·104 ч, что ...
... . Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением. 1. Энергетический и кинематический расчет привода Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]: Pp=FtV= 4×103×1,6=6,4 кВт, где Ft– тяговое усилие на барабане, кН; V – окружная скорость Мощность, потребляемая ...
0 комментариев