95 ∙ sinβ≥4∙4,5

16,800≥18

Неверно. Следовательно, нужно изменить mn или угол β.

Возьмем mn=4,0 мм

Найдем суммарное число зубьев:

(Z1+Z2) = 2 аwcosβ/ mn

(Z1+Z2) = 2 315cos10/ 4,0= 155 зубьев

Тогда:

Z1 = (Z1+Z2)/ (1+Uред)

Z2 = (Z1+Z2) - Z1

Z1 = 155/ (1+5,6) = 23 зуба

Z2 = 155-23 = 132 зуба

Найдем фактическое передаточное число редуктора:

Uред. факт = Z2/ Z1

Uред. факт =132/23 = 5,74

Найдем косинус угла наклона зубьев:

Cosβ = (Z1+Z2)mn / 2 аw

Cosβ = 155∙4,0/ 2∙315= 0,9841;

Тогда:

β = 10,23˚

Считаем:

d1 = mn Z1/ cosβ

d2 = mn Z2/ cosβ

d1 = 4,0∙23/ 0,9841= 93,48 мм

d2 = 4,0∙132/0,9841= 536,52 мм

Проверка: d1 + d2 = 93,48+536,52 = 630 мм = 2 аw . Верно.

Тогда ширина колес:

b2 = ψва аw

b1 = b2 + (2..4) mn

b2 = 0,303∙315 = 95,445 ≈ 95 мм

b1 = 95 + 2∙4,0 = 103 мм ≈ 100 мм

Проверка:

b2 ∙ sinβ≥4mn

95∙sinβ≥4∙4

16,873≥16 Верно.

Определяем диаметры вершин зубьев da и впадин df зубчатых колес:

da = d + 2∙ mn

df = d – 2,5∙ mn

da1 =93 + 2∙ 4 = 101 мм

da2 = 537 + 2∙ 4 = 545 мм

df1 = 93 – 2,5∙ 4 = 83 мм

df2 = 537 – 2,5∙ 4 = 527 мм


5. Расчет валов:

5.1 Быстроходный вал.

Так как df1 = 83 мм – принимаем вал-шестерню.

Момент на ведущем валу:

Т1 = Тдв∙ Uфакт∙ ηрем.пер

Т1 = 100∙2,89∙0,94 = 271,66 Н м ≈ 270 Н∙м

Проведем подборку диаметров составляющих вала:

d = (T1∙103/0,2[τ])1/3

d = (270∙103/0,2∙10)1/3 = 51,3 мм.

Выбираем из стандартного ряда чисел:

d = 50 мм

d1 = d1+ (4..5) мм = 55 мм

dп ≥ d2+ (4..5) мм = 60 мм

d2 = dп+ 5 мм = 65 мм

d4 = d3+ (6..10) мм = 75 мм

Проведем подборку длин составляющих вала:

L0 = (1,6..2) d = 100 мм

L1 = 20..25 мм = 25 мм

Lп ≈ 0,5 dп = 30 мм

L2 = 10..12 мм = 12 мм

L3 = b2 = 95 мм

L4 = L2 = 12 мм

L5 = L1 = 25 мм

Тогда:

L = 149 мм

а = 90 мм

Расчет зубчатой пары: (Расчет вала на прочность)

Окружная сила

Ft = 2T1∙103/d1

Ft= 2∙270∙103/55 = 9818 Н

Осевое усилие

Fa = Ft ∙ tg β

Fa = 9818 ∙ tg 10,23 = 1771 Н

Радиальная нагрузка

Fr = Ft ∙ tg α / cosβ

Fr = 1771∙tg20/cos10,23 = 655 Н

Рассчитываем число оборотов первого (быстроходного) вала редуктора:

nвед (быстроходный вал редуктора) = nдв/ Uфакт

nвед (быстроходный вал редуктора) = 1460/2,89 = 505 об/мин

Построение эпюр:

*    


 

l

*

RbA = 0,5∙ Fr + Fa∙d1/2L

RbB = 0,5∙ Fr - Fa∙d1/2L

RbA = 0,5∙655 + 1771∙50/2∙149 = 333,44 Н

RbB = 0,5∙655 – 1771∙50/2∙149 = 321,56 Н

Проверка: RbA + RbB - Fr = 0

333,44+321,56 – 655 = 0 Верно.

М1 = RbA∙ L/2

М = RbB ∙ L/2

М1 = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м

М1 = 333,44∙149/2∙1000 = 24,84 Н∙м

М = 321,56∙149/2∙1000 = 23,96 Н∙м


RГА = RГВ = 0,5∙Ft

М2 = Ft∙ L/4

RГА = RГВ = 0,5∙ 9818 = 4909 H

М2 = 9818∙149/4∙1000 = 365,72 Н∙м

Проверка: RГА + RГВ - Ft = 0

4909 + 4909 – 9818 = 0 Верно.


 


а


RAP = FP∙ (L + a)/L

RBP = FP∙ a/L

MP = FP∙ a

RAP = 3635∙ (149 + 90)/149 = 5831 H

RBP = 3635∙ 90/149 = 2196 H

MP = 3635∙90/1000 = 327,15 Н∙м

Рассчитаем общий момент:

MОБЩ = [(M1)2 + (M2)2]1/2

MОБЩ = [(24,84)2 + (365,72)2]1/2 = 366,56 Н∙м


Проверочный расчет ведущего вала.

Сталь 40х улучшенная.

Шестерня НВ1 = 270 НВ σв = 900н/мм2, σг =750 н/мм2

Колесо НВ2 = 240 НВ σв = 780н/мм2, σг =540 н/мм2

 

Коэффициент запаса для нормальных напряжений:

nσ = σ-1/(Kσp∙ σa + ψσ∙ σm),

где σ-1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба. σ-1­ = 410 МПа

σa – амплитуда номинальных напряжений изгиба, σa ≈ МОБЩ/0,1dп3 = 64,1 МПа

σm – среднее значение номинального напряжения, σm = 0.

Kσp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 3,5

Тогда:

nσ = 410/(3,5∙ 64,1) = 1,83

Коэффициент запаса для касательных напряжений:

nτ = τ-1/(Kτp∙ τa + ψτ∙ τm),

где τ -1­ – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения. τ -1­ = 240 МПа

τa – амплитуда номинальных напряжений кручения,

τm – среднее значение номинальных напряжений, τa = τm = 1/2∙τ = 10,1

Kτp – эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.

БЕРЕМ ИЗ ТАБЛИЦЫ 2,5

ψτ = 0,1

Тогда:

nτ = 240/(2,5∙10,1 + 0,1∙ 10,1) = 9,21

Общий коэффициент запаса прочности на совместное действие изгиба и кручения:

n = nσ ∙ nτ /[ (nσ)2 + (nτ)2]1/2

n = 1,83∙9,21 /[1,832 + 9,212]1/2 = 1,81

Проверка соблюдения условия прочности:

nmin ≥ [n], где [n] = 1,5..3,5

1,81≥ 1,5


Информация о работе «Расчет и проектирование привода (редуктор) с клиноремённой передачей»
Раздел: Промышленность, производство
Количество знаков с пробелами: 22373
Количество таблиц: 4
Количество изображений: 4

Похожие работы

Скачать
42214
6
8

... с синхронной частотой вращения 750 об/мин. 2. Кинематический и энергетический расчёт привода 2.1 Кинематический расчёт Требуемое передаточное число привода при принятом электродвигателе: Разобьём передаточное число привода между редуктором и ремённой передачей. Примем: передаточное число ремённой передачи ирп = 3,55, тогда передаточное число редуктора: Частота вращения ...

Скачать
15294
1
0

... [7, с.5] ŋ3- КПД закрытой цилиндрической передачи , ŋ3=0,97; [7, с.5] 1.2 Выбор электродвигателя 1.2.1 Требуемая мощность электродвигателя (2) 1.2.2 Общее передаточное отношение привода и отдельных ступеней (3) где: nб- частота вращения барабана u1- передаточное отношение ремённой передачи; u2- передаточное отношение цилиндрической передачи; ...

Скачать
53433
3
16

расчете учитываем к.п.д. привода, частоту вращения, мощность двигателя, крутящий момент на тихоходном валу. В зависимости крутящего момента и диаметра вала из справочника выбираем подходящую муфту. Для дальнейшей разработки и изготовления редуктора необходимо наглядное представление о нем. Для этого чертятся чертежи, по которым можно точно определить месторасположения каждой детали. По ...

Скачать
23844
1
4

... задается. . По формуле найдем потребную динамическую грузоподъемность Сравним с допускаемой динамической грузоподъемностью намеченного подшипника Б). Подобрать подшипник для вала – шестерни цилиндрического шевронного одноступенчатого редуктора при следующем техническом задании: – опорные реакции – диаметр вала под подшипник – частота вращения вала  об/мин. – долговечность привода ...

0 комментариев


Наверх