Реферати українською » Технология » Розрахунок звичайною зубчастою передачі


Реферат Розрахунок звичайною зубчастою передачі

Зміст

Введение……………..…………………………………..……………..2

1. Аналіз кинематической схемы…………..……..………………..2

2. Кинематический розрахунок привода…………………………………3

3. Визначення геометричних параметрів циліндричною

звичайною зубчастою передачи………………………………………….…………..6

4. Геометрический розрахунок конічній звичайною зубчастою передачи………9

5. Визначення геометричних ж розмірів та розрахунок на

міцність вихідного вала…………………………………………….11

6. Проверочный розрахунок подшипника..……………………………….16

7. Список використаної литературы……………………………..18


Редуктор - це механізм що з зубчастих чи червячных

передач, укладений у окремий закритий корпус. Редуктор

призначений для зниження числа оберту і, відповідно, підвищення крутящего моменту.

Редукторы діляться за наступним ознаками:

- на кшталт передачі - на зубчасті, черв'ячні чи зубчато-червячные:

- за кількістю щаблів - на одноступінчаті (коли передачі здійснюється однієї парою коліс), двох-, трьох- чи багатоступінчасті:

- на кшталт зубчастих коліс - на циліндричні, конические,или коническо-цилиндрические;

- розміщенням валів редуктора у просторі - на горизонтальні, вертикальні, похилі:

- про особливості кинематической схеми " на розгорнуту, соосную. з роздвоєної щаблем.

1. Аналіз кинематической схеми

Наш механізм складається з приводу электромашинной (1), муфти (2), циліндричною шестерні (3), циліндричні колеса (4), конічній шестерні (5), конічного колеса (6), валів (7,6,9) й трьох пар підшипників качения. Потужність на відомому валу N3=9,2 кВт, кутова швидкість п3= 155 об./хв, привід призначений для тривалої роботи, допускаемое відхилення швидкості 5%,


2. Кинематический розрахунок приводу

2.1. Визначаємо загальний ККД приводу

h=h1*h2*h33*h4

Відповідно до таблиці 5 (1) маємо

h1=0,93 - ККД прямозубой циліндричною передачі;

h2=0,9 - ККД конічній передачі;

h3=0,98 - ККД підшипників качения;

h4=0,98 - ККД муфти

h = 0,93 * 0,983 * 0,9 * 0,98 = 0,77

2.2. Визначаємо номінальну потужність двигуна

Nдв=N3/h=11,9 кВт

2.3. Вибираємо тип двигуна за таблицею 13 (2). Це двигун

А62 з найближчим великим значенням потужності 14 кВт. Цьому значенням номінальною потужності відповідає частота обертання 1500 об./хв.

2.4. Визначаємо передатне число приводу

і = іном/n3 = 1500/155 = 9,78

2.5. Оскільки наш механізм складається з закритою циліндричною передачі й відкритої конічній передачі, то розбиваємо передатне число на дві складових:

і = і1  * і2

По таблиці б (1) рекомендовані значення передатних відносин циліндричною передачі від 2 до 5; конічній - від 1 до 3 по ГОСТ 221-75. Назначаем стандартні передавальні числа і1 = 4, і2 = 2,5.

2.6. Уточнюємо загальне передатне число

і = g.5 * 4 = 10


2.7. Визначаємо максимально дозволене відхилення частоти обертання вихідного валу

де - допускаемое відхилення швидкості за завданням.

2.8. Допускаемая частота обертання вихідного валу з урахуванням відхилень

2.9. Знаючи приватні передавальні відносини визначаємо частоту обертання кожного валу:

Отже, частота обертання вихідного валу у межах припустимою.

2.10. Визначаємо крутящие моменти, передані валами механізму з урахуванням передатних взаємин держави і ККД:



2.11 Аналогічно визначаємо потужність, передану валами

2.12. Побудуємо графік розподілу крутящего моменту і по валам приводу


3. Визначення геометричних параметрів циліндричною звичайною зубчастою передачі

3.1. Для коліс зі стандартним вихідним контуром, нарезаемым без усунення ріжучого інструмента (x = 0), число зубів шестерні рекомендується вибирати не більше від 22 до 26. Вибираємо Z1 = 22

3.2. Кількість зубів колеса:

Z2 = Z1 * і1 = 22 * 4 = 88

3.3. Визначаємо межосевое відстань за такою формулою

де Ka   - допоміжний коефіцієнт, для косозубых передач дорівнює 43;

 - коефіцієнт ширини віденця шестерні розташованої симетрично щодо опор, за таблицею 9(3) дорівнює 0,4;

і1   - передатне число;


T2   - поводить момент на тихоходном валу;

По таблиці 3.1 (3) визначаємо марку стали для шестерні - 40Х. твердість > 45HRC: для колеса - 40Х. твердість 350НВ.

По таблиці 3.2 (3) для шестерні для колеcа виділені на тривалої роботи.

Тоді

Отримане значення межосевого відстані для нестандартних передач округляем до найближчого з низки нормальних лінійних розмірів, AW  = 100 мм.

3.4. Визначаємо модуль зачеплення за такою формулою


де Доm, - допоміжний коефіцієнт, для косозубых передач дорівнює 5,8;

 допускаемое напруга вигину матеріалу колеса з менш міцним зубом за таблицею 3.4 (3).

Тоді

Отримане значення модуля округляем у велику бік до стандартного з низки стр.59 (3). Для силових зубчастих передач при твердості однієї з коліс > 45HRC. приймається модуль > 1.5. тому приймаємо модуль m=2.

3.5. Визначаємо кут нахилу зубів для косозубых передач:

3.6. Визначаємо сумарна кількість зубів шестерні і колеса для косозубых коліс

Отримане значення округляем в менший бік до цілого числа, тобто Z = 100.

3.7. Визначаємо число зубів шестерні


3.8. Визначаємо число зубів колеса       

Z2 = Z - Z1 = 100 - 20 == 80

3.9. Визначаємо фактичне передатне число і перевіряємо його відхилення

отже передатне число вибрано вірно.

3.10. Визначаємо основні геометричні параметри передачі й зводимо в таблицю

 

Параметри

Формули

Колесо

1 Кількість зубів

Z2

80
2 Модуль нормальний, мм

mn=m

2
3 Крок нормальний, мм

6,28
4 Кут вихідного контуру

5 Кут нахилу зубів

6 Торцовый модуль, мм

2,03
7 Торцовый крок, мм

2,03
8 Коефіцієнт голівки зуба H 1
9 Коефіцієнт ніжки зуба З rn > 1 0.25
10 Діаметр делительной окружності, мм

d = Z * mt

162.4
11 Висота делительной голівки зуба, мм

ha = h * m

2
12 Висота делительной ніжки зуба, мм

Hf = (h + C)*m

2,5
13 Висота зуба, мм

h = ha + hf

4.5
l4 Діаметр окружності виступів, мм

da= d + 2 ha

166.4
15 Діаметр окружності западин, мм

df=d - 2hf

155,4
16 Межосевое відстань, мм

A = 0,5 (d1 + d2)

100
17 Ширина віденця, мм

40

 

4. Геометрический розрахунок конічній звичайною зубчастою передачі

4.1 Визначаємо ділильний діаметр колеса

де визначено заздалегідь

- коефіцієнт, враховує розподіл навантаження по ширині віденця, для прирабатывающихся коліс дорівнює 1;

VМ- коефіцієнт виду конічних коліс, для прямозубых дорівнює 1.

Тоді                

Отримане значення зовнішнього делительного діаметра колеса округляем до найближчого значення з низки нормальних лінійних розмірів табл.13.15 (3).

dе4 =250 мм

4.2. Визначаємо кути ділильних конусів шестерні і колеса

4.3. Визначаємо зовнішнє конусное відстань


4.4. Визначаємо ширину зубчастого віденця

4.5. Визначаємо зовнішній окружної модуль

де Доfb - коефіцієнт, враховує розподіл навантаження по ширині віденця, дорівнює 1; (3)

Vf  = 0,85 - коефіцієнт виду конічних коліс.         (3)

Оскільки передача відкрита, збільшуємо значення модуля на 30%, тобто m = 5 мм.

4.6. Визначаємо число зубів колеса і шестерні

4.7. Визначаємо фактичне передатне число.


4.8. Визначаємо зовнішні діаметри шестерні і колеса:

ділильний ;

вершин зубів =109,28 мм;

= 253,71 мм;

западин зубів = 90,72 мм;

= 246,3 мм;

середній ділильний діаметр =85,7 мм;

214,25 мм.

5. Визначення геометричних ж розмірів та розрахунок на міцність вихідного валу

5.1. Визначаємо сили які у зацеплении конічній прямозубой передачі:

окружна

радіальна = 612 М,

осьова = 1530 М.

5.2 Вибираємо матеріал для валу за таблицею 3.2 (3). Це сталь 45 поліпшена, з такими механічними характеристиками:

допускаемое напруга на крутіння

5.3. Орієнтовно визначаємо геометричні розміри кожному ступені валу:

- діаметр вихідний частини

Приймаємо d1= 45 мм.

Виходячи з цього приймаємо діаметр під подшипником d2 = 50 мм.


5.4. Вибираємо попередньо підшипники качения. По таблиці 7.2 (3) для конічній передачі при n<1500 об./хв застосовується підшипник роликовий конічний однорядный. Вибираємо типорозмір підшипника за величиною діаметра внутрішнього кільця, рівного діаметру d2= 50мм. Це підшипник легкої широкої серії 7510: d = 50мм, D = 90мм, Т = 25 мм, кут контакту 160, Зr=62 kH.

5.5. Вычерчиваем щаблі валу за величиною, здобутих у орієнтовному розрахунку і визначаємо відстані між точками докладання реакцій підшипників.

5.6. Вычерчиваем схему наснаги в реалізації зацеплении конічній передачі.

5.7. Визначаємо реакції опор:

а) вертикальна площину


б) будуємо эпюру изгибающих моментів в характерних перетинах A, B, З (рис.5.1)

в) горизонтальна площину,

Перевірка:

р) будуємо эпюры изгибающих моментів в характерних перетинах A, B, З (Рис.5.1)

MYC = 0,

MYB = Ft * l1 = 4580 * 52 = 238160 Нмм,

MAY = 0,

буд) будуємо эпюры крутящих моментів (Рис.5.1)



5.8. Визначаємо сумарні реакції опор

5.9. Визначаємо сумарні изгибающие моменти у найбільш навантаженому сечении У

5.10. Визначаємо наведений момент

5.11. Визначаємо діаметр валу з третьої теорії міцності

де = 160 Мпа - допускаемое значення напруг для сталевого валу.

Отримане значення валу під подшипником округляем до найближчого стандартного

d = 40 мм.

Через війну розрахунку зменшимо діаметр валу під колесом до 45 мм.

5.12.Рассчитываем шпонку на зріз і смятие.

Для закріплення на валах коліс застосовують шпонки. Розміри призматичних шпонок вибираємо залежно від діаметра валу по ГОСТ 23360-78, b*h = 14*9 мм, 1 = 38 мм.

5.13. Умова міцності при деформації смятия перевіряється за такою формулою


де T - рухаючись валом крутний момент;

  - допускаемое напруга на смятие по табл. 3.2 (3) 260 Н/мм2

         

5.14. Умова міцності при деформації зрізу перевіряється за такою формулою

де - допускаемое напруга на зріз по табл. 3.2 (3) 80 Н/мм2

 

6. Проверочный розрахунок підшипників

 

6.1. Пригодность підшипників визначається зіставленням розрахункової динамічної вантажопідйомності з базовою. Через війну розрахунків маємо : кутова швидкість валу , осьова сила в зацеплении - Fа = 1530 М, реакції в підшипниках - RXB = 3400 М, RYB= 7557 М. Через війну розрахунку слід зменшити розміри раніше обраного підшипника, це підшипник легкої широкої серії 7508 з характеристиками: d = 40мм, D = 80 мм, Т = 25 мм, Зr = 56 кН, е = 0,381, У = 1,575, кут контакту 14°.

Подшипники встановлено на основі схемою враспор.


6.2. Визначаємо осьові складові радіальних реакцій

Rg1 = 0,83 e RBY = 0,83 * 0,381 * 3400 = 1188 H,

Rg2 = 0,83 e RBX = 0,83 * 0,381 * 7557 = 2640 H,

6.3. Визначаємо осьову навантаження підшипника  

Ra1= Rs1= 1188 М, Ra2 = Rs1 + Fa = 2718 H.

6.4. Визначаємо відносини:

де V - коефіцієнт обертання. При обертовому внутрішньому кільці підшипника відповідно до табл.9.1 (3) V = 1.

6.5. По співвідношенню 0,35 < 0,381 і 0,36 < 0,381 вибираємо формулу визначення еквівалентній динамічної навантаження, восприни маемой подшипником, Re ; Re= VRrKg KT,

Kg - коефіцієнт безпеки, по табл. 9.4 (3) Kg =1,2,

ДоT - температурний коефіцієнт, по табл. 9.5 (3) =1, KT тоді

Re = 1 * 3400 * 1,2 * 1 = 4080 H,

6.6. Визначаємо динамічну груэоподъемность

де Lh - необхідна довговічність підшипника, при тривалої роботі приводу, приймаємо 5000 год.

Зrp < Зr , отже підшипник придатний до застосування.

Схожі реферати:

Навігація