Проектный расчет зубчатых передач

Содержание

1. Кинематические расчёты: …………………………………………………….2

1.1 Выбор электродвигателя. …………………………………………………....2

1.2 Действительное передаточное отношение………………………………….3

1.3 Вращающие моменты на валах. …………………………………………….3

2. Допускаемые напряжения: ……………………………………………………5

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колёс. ……………………..5

2.2 Допускаемые контактные напряжения. …………………………………….5

2..2 а Тихоходная ступень. …… ……………………………………………6.

2.2 б Быстроходная ступень. … …………………………………………….6

2.3 Допускаемые напряжения на изгиб. ………………………………………...6

2.4 Предельные напряжения. …………………………………………………….7

3. Проектный расчёт зубчатых передач: ………………………………………..8

3.1 Расчёт тихоходной ступени. …………………………………………………8

3.2 Расчёт быстроходной ступени. ……………………………………………..10

4. Расчёт элементов корпуса редуктора. ……………………………………….13

5. Проектный расчёт валов. ……………………………………………………..14

5.1 Тихоходный вал. ……………………………………………………………..14

5.2 Быстроходный вал. …………………………………………………………..16

5.3 Промежуточный вал. ………………………………………………………...17

6. Уточненный расчёт валов. ……………………………………………………18

6.1 Тихоходный вал. ……………………………………………………………..18

7. Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала). …………….….23

8. Выбор соединительных муфт. ………………………………………………..24

9. Расчёт шпоночных соединений. ……………………………………………...25

10. Выбор и расчёт масла. ……………………………………………………….26

11. Расчёт массы редуктора. ………………………………………………….…27

12. Сборка редуктора ……………………………………………………….…..28 Список литературы. ……………………………………………………………..29
1.Кинематические расчеты

Выбор электродвигателя

Исходные данные:

Окружное усилие Р=450кг.

Скорость ленты конвейера V=0,55м/сек.

Размеры барабана D=250мм. B=200мм. Н=650мм.

Рассчитываем требуемую мощность:

где

Р = 450кг.– окружное усилие

V = 0,55м/сек – скорость ленты конвейера.

η - общий коэффициент полезного действия

где

η_М = 0,98– кпд муфты

η_П = 0,99– кпд подшипников

η_ЗП = 0,97– кпд зубчатой передачи

Вт

Число оборотов барабана

где

D – диаметр барабана = 250мм.

Ориентировочное передаточное отношение:

где

= 4,3 - передаточное отношение тихоходной ступени

= 5- передаточное отношение быстроходной ступени

Предварительное число оборотов двигателя:

об/мин

Принимаем закрытый обдуваемый трех фазный асинхронный двигатель 112МА6

для которого N_д=3кВт, n_д=955 об/мин, d₁=32мм, l₁=80мм.( по таблице 24.7 Дунаев стр. 200)

Действительное передаточное отношение

Передаточное отношение быстроходной ступени = 5

Передаточное отношение тихоходной ступени находим из формулы

Число оборотов

об/мин

об/мин

об/мин

Угловая скорость

1.3 Вращающиеся моменты на валах:

Допускаемое напряжение

Выбор материала и термической обработки зубчатых колес.

Учитывая назначение редуктора принимаем для всех шестерен Сталь35Х ГОСТ 4543 – 81 (НВ ниже 350ед.). Термическая обработка – улучшение и нормализация до НВ 300ед, НВ₁=300ед.

Для зубчатых колес назначаем Сталь 35 ГОСТ 1050 – 81 НВ₂ = 280 ед.

Допускаемое контактное напряжение

где

- предельная контактная выносливость

МПа

МПа

S_n = 1.2– коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности

где

- базовое число циклов нагружения зуба для закрытых редукторов при НВ<350ед.

- действительное число циклов нагружения

а) Тихоходная ступень

где

n₁= 191 об/мин - число оборотов

c₁=u_T=4.54

t – срок службы

где

L = 5– срок службы в годах

К_СУТ – 0,29

К_Г – 0,5

n₂=42,07 об/мин

с₂=1

Принимаем =1

МПа

МПа

МПа

б)быстроходная ступень

Принимаем = 1

МПа

МПа

Допускаемый изгиб

S_F = 1,7– коэффициент безопасности

Тихоходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

Расчетное напряжение

МПа

Быстроходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

Предельные напряжения

Проектный расчет зубчатых передач

Тихоходная ступень

u_T=4,54 T₃=573·10³ Н·мм МПа

Межосевое расстояние

Где

U_Т – передаточное отношение тихоходной ступени

К = 310 - приведенный коэффициент для прямозубых зубчатых передач

К_Н = 1,2– коэффициент нагрузки, зависит от типа редуктора и расположения зубчатых колес относительно подшипников

Ψ_ba = 0,25– коэффициент относительной ширины зубчатого колеса

Принимаем а_w=180мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=3

Находим число зубьев

Принимаем z₁=24

Принимаем z₂=108

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Назначаем степень точности 8 по ГОСТ 1643 – 81

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β = 0– угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α = 20– угол зацепления

Проверочный расчет

где

К_Н – уточненный коэффициент нагрузки

где

К_Нα = 1– коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нβ = 1– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_НV = 1,2– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

Y_F1=3,91 Y_F2=3,60

3.2 Быстроходная ступень

Т=27,954кН u_Б=5

Межосевое расстояние быстроходной ступени принимаем равное 198 мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=2

Находим число зубьев

Принимаем z₁=33

Принимаем z₂=165

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β =0- угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α =20- угол зацепления

Проверочный расчет

где

К_Н – уточненный коэффициент нагрузки

где

К_Нα =1- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нβ =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_НV =1,2- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

Y_F1=3,79 Y_F2=3,60