Дипломная работа: Проектирование привода общего назначения

 (2,5)

принимаем =123.

Уточним значение угла наклона зубьев по формуле (2.6):

 (2.6)

= 13°36'

Определим основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные по формулам (2.7), (2.8):

 (2.7)

 (2.8)

где  - нормальный модуль зацепления, тп=3,0мм;

 - угол наклона зубьев,  = 13°36";

 - число зубьев шестерни,  =39;

 - число зубьев колеса,  =123.

Проверка:

диаметры вершин зубьев определим по формулам (2.9), (2.10):

 (2.9)

 (2.10)

диаметры впадин определим по формулам (2.11), (2.12):

 (2.11)

 (2.12)

ширину колеса по формуле (2.13):

 (2.13)

где  - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колес,

=0.4

aw - межосевое расстояние, aw =250мм

принимаем = 100 мм;

ширина шестерни: мм

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру по формуле (2,14):

 (2.14)

Окружную скорость колёс и степень точности передачи определим по формуле (2.15):

 (2.15)

где  - угловая скорость ведущего вала редуктора, = 38,25рад/с;

 - делительный диаметр ведущего вала, = 120,37мм.

При такой скорости колёс следует принять 8 степень точности передачи.

Коэффициент нагрузки определим по формуле (2.16):

 (2.16

где  - коэффициент, в соответствии с данными в таблице 3.5. [1] при 0,87, твердости HB350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

 - коэффициент в соответствии с таблицей 3.4. [1] при v=2,3м/c и 8 степени точности

KHv - коэффициент в соответствии с таблицей 3.6 [1] для косозубых колёс при

имеем KHv = 1,0

Проведем проверку контактных напряжений по формуле (2.17):

< 410МПа (2,17)

где aw - межосевое расстояние, aw =250мм;

 - вращающий момент на ведомом валу, =1019,53;

 - коэффициент нагрузки,  =1,18;

иред - передаточное число редуктора, иред =3,15;

 - ширина зубчатого колеса, =100мм;

Условие прочности выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении: окружную силу определим по формуле (2.18):

 (2.18)

где  - вращающий момент на ведомом валу, ;

 - делительный диаметр колеса,  =385,63мм. радиальную по формуле (2. 19):

 (2. 19)

где  - тангенс угла зацепления, tg=0,36

cos - косинус угла наклона зубьев, cos=0,972.

осевую по формуле (2. 20):

 (2. 20)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (2.21):

 (2.21)

где  - коэффициент нагрузки, равный . По таблице 3.7 [1] при =0,87,

HB350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор  по таблице 3.8 [1] =1,1. Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

 - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа

зубьев :

у шестерни

у колеса

в соответствии таблицей на с.42 [1] коэффициент, учитывающий форму зуба равен:

=3,70 и  =3,60

Допускаемое напряжение по формуле (2.22):

 (2.22)

где  - предел выносливости при отнулевом цикле в соответствии с таблицей 3.9 [1] для стали 45 улучшенной при твёрдости HB350 =1,8НВ:

для шестерни;

для колеса  

 - коэффициент безопасности в соответствии с рекомендациями на с.42 [1] равен:

Допускаемые напряжения:

для шестерни ;

для колеса .

Находим отношения:

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчёт ведём для зубьев колеса, у которого найденное отношение меньше. Определим коэффициент компенсации погрешности Y^ и коэффициент неравномерности

распределения нагрузки между зубьями .

Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8 степени точности в соответствии с рекомендациями на с.47 [1]  =0,92

Проверяем выносливость зуба колеса по формуле (2.21):

< 206МПа

Условие выносливости выполнено.

3. РАСЧЁТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные для расчёта:

передаваемая мощность: Pтр =12,38кВт;

частота вращения ведущего шкива: пдв =731,3об/мин;

передаточное число ременной передачи:  =2,0;

скольжение ремня:  =0,01.

По номограмме на рисунке 7.3 [1] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива

пдв =731,3 об/мин и передаваемой мощности P=P тр =12,38 кВт принимаем сечение клинового

ремня Б.

Диаметр меньшего шкива определим но формуле (3.1):

 (3.1)

где Тдв - вращающий момент на валу двигателя, Тдв = .

Согласно таблице 7.8 [1] с учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения В не должен быть менее 200 мм принимаем =200мм

Диаметр большего шкива определим по формуле (3.2):

 (3.2)

где ирем - передаточное число ременной передачи, ирем = 2,0.

Принимаем d2 =400мм

Уточняем передаточное число по формуле (3.3):

(3.3)

При этом угловая скорость вала будет равна по формуле (3.4):

 (3.4)

где  - см. формулу (1.6);

 ирем - см. формулу (3.3).

Расхождение угловой скорости, которая была получена по первоначальному расчёту, равно:

,

что меньше допустимого, равного 3%. Следовательно,

окончательно принимаем диаметры шкивов  =200мм и  =400 мм

Межосевое расстояние ар следует принять в интервале по формуле (3.5):

 (3.5)

где  - высота сечения ремня в соответствии с таблицей 7.7 [1] =10,5 мм

Принимаем предварительно близкое значение, .

Расчетную длину ремня определим по формуле (3.6):

 (3.6)

Ближайшее значение по стандарту (см. табл.7,7) L=3150мм.

Уточняем значение межосевого расстояния ар с учётом стандартной длины ремня по формуле (3.7).

 (3.7)

где

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на  для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения на  для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива определим по формуле (3.8):

 (3.8)

Определим число ремней в передачи по формуле (3.9):

 (3.9)

где  см. формулу (1.3);

 - коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, в

соответствии с таблицей 7.4 [1] при двухсменной работе =0,90;

 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня в соответствии таблицей 7.9 [1]

=1,07;

-коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: в соответствии с рекомендациями

на с.135 [1] при = 170° коэффициент;

 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что число ремней

в передаче будет от 4 до 6, в соответствии с рекомендациями на с.135 [1] примем

коэффициент =0,90;

 - мощность, передаваемая одним клиновым ремнём, в соответствии с таблицей 7.8 [1]

=3,5кВт.

Принимаем количество ремней z=4.

Натяжение ветви клинового ремня по формуле (3.10):

 (3.10)

где v – скорость

 - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил; для ремня сечения В

коэффициент .

Давление на валы определим по формуле (3.11):

 (3.11)

Ширину шкива определим по формуле (3.12) в соответствии с данными в таблице 7.12 [1].

 (3.12)

4. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Предварительный расчёт проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении для стали 45  определим по формуле (4.1):

 (4.1)

где  - вращающий момент на валу В,  = .

Диаметр выходного конца вала примем равным диаметру из стандартного ряда = 45мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем  = 55мм.

Конструкция ведущего вала представлена на рисунке 2.

Ведомый вал:

Определим диаметр выходного конца ведомого при допускаемом напряжении для стали 45  вала по формуле (4.2):

 (4.2)

где  - вращающий момент на валу С, = . Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда = 65мм.

Диаметр вала под подшипники принимаем = 70мм. Диаметр вала под зубчатым колесом принимаем 75мм.

Конструкция ведомого вала представлена на рисунке 2.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

Шестерню выполним за одно целое с валом; её размеры определены выше:

Колесо кованое ее размеры определены выше:   

Диаметр ступицы определим по формуле (5.1):

 (5.1)

длину ступицы определим по формуле (5.2):

 (5.2)

принимаем  =100мм.

Толщину обода определим по формуле (5.3):

 (5.3)

принимаем =10мм.

Толщину диска определим по формуле (5.4):

 (5.4)

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

Толщину стенок корпуса и крышки определим по формуле (6.1):

 (6.1)

где aw –см. формулу (2.3).

Принимаем =8мм, =8мм.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5