Расчет прямозубой передачи

Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1. По таблице 1.1 [1] принимаем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1= 0,96,

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ηпп= 0,995

КПД ременной передачи η2= 0,96

КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана ηпп= 0,995

Общий КПД привода

ηобщ= η1 η2 ηподш.2=0,96 · 0,96 · 0,9952=0,93

2. Определяем общее передаточное отношение привода конвейера

Uoбщ.=U1U2=4·4,5=18

U1=3,15 - передаточное отношение зубчатой передачи

U2=3,55 - передаточное отношение ременной передачи

3. Определяем передаточное отношение отдельных передач

Iобщ.=i1· i2=3·4=12

I1=3 – передаточное отношение зубчатой передачи

I2=4 – передаточное отношение ременной передачи

4. Определяем частоту вращения конвейера

Nконв.= Расчет прямозубой передачи - student2.ru

5. Определяем потребную мощность двигателя

Pдв.= Расчет прямозубой передачи - student2.ru =6,2 кВт

6. Определяем частоту вращения двигателя

Nдв= nк×iобщ.=72×12=864 об/мин

По таблице П.1 принимаем электродвигатель (стр. 227 Чернилевский) по требуемой мощности 4А132S6У3 с параметрами Рдв=7,5 кВт и nдв=1000 об/мин (ГОСТ 19523-74).

6.Уточняем общее передаточное отношение привода

Uoбщ.= nдв/ nвм=1000/54=18,5

7. Уточняем передаточное отношение ременной передачи

U2=Uобщ./U1=18/4=4,5

8.Определяем частоты вращения и угловые скорости валов

- ведущего вала редуктора

n1ред= nдв=1000 об/мин

ω1ред=π × nдв./30= 3,14 × 1000/30=104,67 рад/с

- ведомого вала редуктора

n2ред= n1/ U1=1000 /4=250 об/мин

ω2ред=π n2ред/30= 3,14 × 250/30=26,16 рад/с

- ведущего вала ременной передачи

n1рем= n2 ред/ U1=250/4=62,5 об/мин

ω1 рем=π n1рем/30= 3,14 × 62,5/30=6,5 рад/с

- ведомого вала ременной передачи

n2рем= n1рем/ U2=62,5 /4,5=13,89 об/мин

ω2рем=π n2рем/30= 3,14 · 13,89/30=1,45 рад/с

9.Определяем крутящие моменты на валах редуктора

Т1д· ηпп/ ω1 =7,5 ·103· 0,995/104,67=71,29 Н·м

Т2= Т1· U1 · η1 · ηпп=71,29 · 4 · 0,96 ·0,995=272,38 Н·м

Т3= Т2· U2 · η2=272,38 · 4,5 · 0,96=1176,68 Н·м

Таблица 1 – Частоты вращения, угловые скорости и крутящие моменты валов редуктора

Вал I nдв=n1ред=1000 об/мин ω1ред=104,67 рад/с Т1=71,29 Н·м
Вал II n2ред=250 об/мин ω2ред=26,16 рад/с Т2=272,38 Н·м
Вал III n2рем= 13,89 об/мин ω2цеп= 1,45 рад/с Т3=1176,68 Н·м

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

I – вал электродвигателя , II – первый вал редуктора, III – второй вал редуктора

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

Выбор материала.

2.1 Выбираем материал и его термообработку, данные сводим в таблицу 2.

Таблица 2. – Материал зубчатой пары.

  Шестерня Колесо
Материал Сталь 45 Сталь 45
Заготовка Прокат круглый Штамповка
Термообработка Улучшение НВср=286 Улучшение НВср=249

2.2 Определяем предел контактной выносливости [1] табл. 4.2

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

шестерни: σH lim =2·286+70=642 МПа

колеса: σH lim =2·249+70=568 МПа

2.3 Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле:

Расчет прямозубой передачи - student2.ru ,

где Расчет прямозубой передачи - student2.ru - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

[SH]=1,1 – коэффициент безопасности

Расчет прямозубой передачи - student2.ru - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения

больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора,

принимают Расчет прямозубой передачи - student2.ru ;

H]1= Расчет прямозубой передачи - student2.ru =583,6 МПа

H]2= Расчет прямозубой передачи - student2.ru =516,4 МПа

Так как зубья прямые, то расчет ведем по формуле:

Расчет прямозубой передачи - student2.ru Расчет прямозубой передачи - student2.ru

[σ]H1=1×1,8×286+67=581,8 [σ]H2=1×1,8×249+67=515,2

Требуемое условие Расчет прямозубой передачи - student2.ru выполнено.

2.4. Напряжение изгибной выносливости

σF lim=1,8НВ [1] табл. 4.2

шестерни: σF lim1=1,8НВ =1,8·286=514,8 МПа

колеса: σF lim2=1,8НВ =1,8·249=448,2 МПа

2.5 Допускаемое напряжение изгиба

[σ]F=1,03HB×KFC×KFL где

KFL=1 – коэффициент долговечности

[σ]F1=1,03×286×1=294,58 МПа

[σ]F2=1,03×249×1=256,47 МПа

Расчет прямозубой передачи

1. Принимаем расчетные коэффициенты. Коэффициент ширины венца колеса

относительно межосевого расстояния выбираем по рекомендациям [1. с. 137] или

[2. с. 354] с учетом симметричного расположения колес относительно опор.

Ψа= 0,34

Коэффициент ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни

Ψd=0,5 Ψа (U+1)= 0,5×0,34(4,5+1)=1,1

Значение коэффициента равномерности распределения нагрузки по длине зуба КНβ=1

2. Определяем межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности

рабочих поверхностей зубьев

аw= Ka×(u+1) Расчет прямозубой передачи - student2.ru

по стандартному ряду принимаем аw=125 мм

3. Задаем нормальный модуль зацепления

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

по стандарту принимаем m=2 мм

4. Определяем суммарное число зубьев:

z=2aw /m=2 ·125/2=125

5. Определяем число зубьев шестерни и колеса

z1= z/(U+1)=125/(4+1)=25

z2 = z- z1=125-25=100

6.Определяем основные геометрические размеры передачи

Делительные диаметры шестерни: d1=mz1=2×25=50 мм

колеса: d2=mz2=2×100=200 мм

Определяем точное межосевое расстояние: аw=(d1+ d2)/2=(50+200)/2=125 мм

Диаметры вершин шестерни: da1=d1+2m=50+2 ×2=54 мм

колеса: da2=d2+2m=200+2× 2=204 мм

Диаметры впадин шестерни: df1=m(z1-2,5)= 2×(25-2,5)=45 мм

колеса: df2=m(z2-2,5)= 2×(100-2,5) =195 мм

Ширины венцов колеса: b2= Ψа аw= 0,34× 125=42 мм

шестерни: b1= 1,12b2=1,12×42=47 мм

7. Определяем окружную скорость зубчатых колес

Расчет прямозубой передачи - student2.ru м/с

Для уменьшения динамической нагрузки принимаем 9 степень точности.

8. Уточняем коэффициент нагрузки Кнα Кβ Кυ=1,05· 1,05 ·1,01=1,14

Кα =1,05 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями.

Кβ =1,05 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по длине контактной линии.

Кυ=1,01 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

9. Проверяем передачу на контактную прочность

[σ]н = Расчет прямозубой передачи - student2.ru МПа ≤[σ],

условие прочности выполняется 118,12 < 515,2 МПа

12. Определяем напряжения на изгиб

σF2= Расчет прямозубой передачи - student2.ru МПа ≤[σ],

где K=1

YF=3,6 – коэффициент формы зуба

Проверка зубьев шестерни на прочность при изгибе

σF1= Расчет прямозубой передачи - student2.ru МПа ≤[σ] F,

где YF=3,78- коэффициент формы зуба

13. Определяем силы, действующие в зацеплении колес:

Окружная Расчет прямозубой передачи - student2.ru H

Радиальная Fr= Ft tg αω=2670,39· 0,364=972,02 Н

αω=200

4. Расчёт клиноременной передачи

1. По передаваемой мощности электродвигателя Р= 6 кВт и частоте вращения меньшего шкива n1=62,5 об/мин выбираем сечение ремня В (площадь сечения А=230 мм2 табл. 2.27 Хруничева)

2. Для выбранного сечения ремня В принимаем диаметр меньшего шкива d1=200

3. Находим диаметр большего шкива.

d2=d1u Расчет прямозубой передачи - student2.ru =200·4,5(1-0,01)=900 мм. u= Расчет прямозубой передачи - student2.ru

4. Находим фактическое передаточное число

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

5. Находим ориентировочное межосевое расстояние

р≥0,55(d1+d2)+h= 0,55(200+900)+13,5=618,5 мм.

где h=13,5 – высота ремня (табл. 2.27)

6. Определяем длину ремня:

Lp=2a+0,5π(d1+d2)+0,25 (d1-d2)2/a=2·619+0.5π(200+900)+0,25(200-900)2/619=3162,89 мм

По табл.2.27 принимаем по стандарту: Lp=3200 мм

7. По принятой длине ремня находим фактическое межосевое расстоние:

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

8. Находим угол обхвата ремнем меньшего шкива

Расчет прямозубой передачи - student2.ru

ɑ1=134o > 120o, что удовлетворительно

9.Находим скорость ремня:

υ= Расчет прямозубой передачи - student2.ru м/с < [υ]=25 м/с

Такое соотношение гарантирует долговечность в пределах 1000…5000 часов

10.Находим частоту пробегов ремня

Расчет прямозубой передачи - student2.ru < [U]=15 1/c

11.Опрелеляем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

[P]= Расчет прямозубой передачи - student2.ru кВт

где CL-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня L к базовой Lo=3750

L/L0=3200/3750=0>8,53 CL=0,95 (табл. 2.33)

Cɑ=0,84 (табл. 2.23)

Cu – коэффициент передаточного числа Cu=1,14 (табл. 2.31)

Cp=1 – коэффициент динамической нагрузки (табл. 2.30)

12. Находим силу предварительного натяжения данного ремня

F0=850P1·CLp/z· υ ·Cɑ· Cp=850·5,5·0,95/0,62·1,14·1=1195 H

Выбор материала валов

По таблице 8.24 [2] принимаем для вала шестерни сталь 40Х с т/о улучшение

σв=900 Мпа σт= 750 МПа σ-1= 410 МПа τ-1=240 МПа ψσ=0,15 ψτ=0,08

Для вала колеса принимаем сталь 20Х с т/о нормализация

σв=650 Мпа σт= 400 МПа σ-1= 300 МПа τ-1=160 МПа ψσ=0,15 ψτ=0,05

Наши рекомендации