Мы поможем в написании ваших работ!



ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

Одноступенчатый конический редуктор.

Поиск

Конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 900. Передачи с углом, отличным от 900, встречаются редко.

Передаточное число u одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колёсами, как правило, не выше 3-х; в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях U=5 (в виде исключения U=6,3).

У редукторов с коническими прямозубыми колёсами допускаемая окружная скорость v=5м/с. При более высоких скоростях рекомендуется применять конические колеса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

 


 

 

Выбор электродвигателя

Исходные данные: Р2 =1,5 кВт = 27 c-1

Выбор асинхронного электродвигателя производится по заданной

мощности и частоте вращения привода.

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

Pтр = ,

= η1 ∙ η22 – КПД редуктора

η1 = 0,97 – КПД конической передачи [2, т. 1.1,с.5.]

η2 = 0,99 – КПД подшипников качения [2, т. 1.1, с 5.]

ηε = 0,97 ∙ 0,992 = 0,950

Pтр = = 1,57кВт.- Необходимая частота вращения электродвигателя

nтр = n2 ∙ u

n2 = = = 257 об/мин

u = 4 – рекомендуемое среднее передаточное число [2,c 7]

nтр = 257 ∙ 4=1028 об/мин

Принимаем асинхронный электродвигатель серии 4А, типоразмер 100L4.

дв = 4,0; nдв = 1500, S = 4,7%). [2, т.п. 1, с. 39]

Для дальнейших расчетов принимаем:

P1 = Pтр =1,57 кВт

n1 = nдв∙(1-S) = 1000 об/мин

P2 = 1,5 кВт

n2 =257 об/мин

Кинематический и силовой расчёт

Уточняем передаточное число:

u = = = 3,89

Принимаем передаточное число по ГОСТ 12289-76:

u = 3,89

Определяем кинематические и силовые параметры для ведущего и ведомого валов редуктора.

Ведущий вал:

n1 = 1429,5 об/мин

= = = 107,59 c-1

P1 = 4,421 кВт

М1 = = = 10 Н · м

Ведомый вал:

n2 = 257 об/мин

= 27c-1

Р2 = 1,5 кВт

М2 = = = 55,55 Н · м

 

Расчёт передачи

Исходные данные:

P1 = 1,57 кВт P2 = 1,5 кВт

1 = 107,59 c-1 2 = 27 c-1

M1 = 10Н · м М2 = 55,55 Н · м

n1 = 1000 об/мин n2 = 257 об/мин

u = 3,89 = 36∙103 ч

Нагрузка: с лёгкими толчками.

1.Выбор материала и назначение ТО.

 

Шестерня – ­­­­­­­­­­­Сталь 35XM, ТВЧ, HRC 54

Зубчатое колесо – Сталь 50ХН, ТВЧ, HRC 51 [1, т 4.4, с.97]

 

2.Назначение базы испытания

 

База испытания при расчёте на контактную прочность:

NHO =90 ∙ 10 6 циклов [1, т 4.6, с. 99]

Базы испытания на изгибную прочность:

NFO =4 • 10 6 циклов [1, c. 102]

 

3. Определяем циклические долговечности шестерни и колеса

NН1 =573∙ 1 =573∙ 107,59× 36×103= 221,93×105 ч [1, т 4.6, с.99]

 

NH2 =573∙ 2 =573× 27×36× 103 = 117,57×105 ч [1, c.123]

 

4. Коэффициент долговечности на контактную прочность.

 

KHL=1 так как NH>NHO [1, с. 100]

 

На изгибную выносливость

 

KHL=1(1,6≥KF≥ 1) [1, c.101]

 

5.Вычисление пределов контактной выносливости

 

Шестерня: σHlimb1 =23HRC= 23×54 = 1242 МПа

Колесо: σHlimb2 = 23HRC = 23×51=1173МПа [1, т 4.5, с.99]

 

6. Пределы изгибной выносливости

 

Шестерня: σFlimb1 = 800МПа

Колесо: σFlimb2 = 750МПа [1, т 4.7, с.102]

 

7. Определяем допускаемые напряжения.

 

7.1 Допускаемые контактные напряжения

H] = σHlimb ∙ZR∙KHL

SH

SH = 1,1-­­­­­­­ коэффициент безопасности [1, с.99]

ZR = 1 ­­­­­­­- коэффициент частоты поверхности [1, с.99]

 

Шестерня: [σH1] = 1242/1,2 = 1035МПа

Зуб.Колесо: [σH2] = 1173/1,2 = 977,5 МПа

Для расчетов принимаем меньшее значение [σH] = 977,5 МПа

 

7.2 Допускаемое нормальное напряжение изгиба

F] = σHlimb ∙YR∙KHL∙KFC

SF

SF = 2 – коэффициент нагрузки [1, c.101]

YR = 1,2 – коэффициент чистоты поверхности [1, c.101]

KFC = 1 – коэффициент приложения нагрузки [1, c.101]

 

F1] = 800 ∙1,2 = 480МПа

2

F2] = 750 ∙1,2 = 450МПа

8. Определяем среднеделительный диаметр шестерни

 

=

 

 

Kd = 78МПа – вспомогательный коэффициент [1, c.132]

KHB = 1,44 – коэффициент нагрузки при расчёте по контактным напряжениям [1, т.4.9, с. 106]

 

Ψbd=0,4–коэффициент ширины венца зубчатых колес. [1, т.4.9, с. 106]

= = 47,15мм

9. Определение ширины венца шестерни и колеса:

 

b1 = Ψbd ∙ d1 = 0,5×47,15 = 23,575 мм

 

10.Определяем внешний делительный диаметр колеса:

= = () × u = () = 47,15+5,89=53,04 мм

Принимаем по ГОСТ de2 = 160 мм [1, т.4,18, с.133]

 

11.Определяем внешний модуль закрепления исходя из рекомендуемого числа

зубьев шестерни

Z1(рекомендуемое) = 18÷30

me = = = (0,9 ÷(30

По ГОСТ принимаем внешний модуль зацепления

me = 2 мм [1, c.75]

12. Определяем число зубьев шестерни и колеса:

 

Z2 = = = 63 Принимаем z2=63

Z1 = = = 16,13 Принимаем z1=16,13

 

13. Уточняем передаточное число:

u = = = 3,90

 

14. Определение углов делительных конусов:

tgδ2 = ctgδ1 = u = 3,90

δ2 = 720 42¢

δ1 =90- δ2 = 90 - 72042¢ = 170 18¢

15. Определяем другие основные параметры передачи:

 

Внешние диаметры шестерни

 

de1 = me ∙ z1 = 1×16 = 16 мм

dae1 = de1+2me ∙ cosδ1 = 16+2×0,948 = 18мм

dfe1 = de1 – 2,4me∙ cosδ1 = 16-2,4∙0,948 = 14мм

Внешние диаметры колеса

de2 = 63 мм

dae2 = de2+2me ∙ cosδ2 = 63+2×0,316= 63,632мм

dfe2 = de2 – 2,4me∙ cosδ2 = 63-2,4∙0,316 = 62,241 мм

 

Средние диаметры шестерни колеса и средний модуль зацепления:

d1 = de1 – b∙sinδ1 = 32-23∙0,316 = 2,212 мм

m= = = 0,45 мм

d2 = m∙ z2 =0,9×63 = 56,7мм

 

Внешнее конусное расстояние

Re = = = 25 мм

 

Среднее конусное расстояние

R = Re – 0,5∙b= 25-0,5∙23 = 13,5мм

 

16. Определение окружной скорости:

υ = ω1 = 107.59 × = 89.46 м/с

Принимаем 9-ую степень точности [1, т.4.2, c.91]

 

17. Определение усилий в зацеплении:

 

Окружные усилия:

Ft1 = Ft2 = = = 377Н

Радиальная сила шестерни равная осевой силе колеса:

Fr1 = Fa = Ft1 ∙ tgα ∙ sinδ1 = 0.364×0.316= 43Н

18. Проверка на контактную прочность

σH = zH ∙ zm ≤ [ ]

 

zH = 1,76-коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев

 

zm = 273МПа1/2 – коэффициент, учитывающий мех.свойства материалов

[1, c.132]

K = 1,1-коэффициент динамической нагрузки [1, т.4.10, c.107]

 

σH = 1,76 ∙ 273 =

 

= 480,48×0,14×2,03×1,5×1,1=225,31≤ [ ]

%П = 10%-условие проч- ности удовлетворяется.

 

19. Проверка на изгибную прочность:

 

σF = YF K ∙ K ≤[ σF ]

 

K = 1,25- коэффициент динамической нагрузки по напряжениям изгиба

 

Коэффициент формы зубьев принимаются в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

zυ1 = = = 17 ,01

 

zυ2 = = = 199,36

Соответственно коэффициент формы зубьев:

YF1 = 3,92

YF2 = 3,6 [1, т. 4.14, c.114] Сравниваем отношение:

F1]/YF1 = = 68,8 Мпа

 

F2]/YF2 = = 60,2 МПа

Следовательно проверку производим по большему значению, для шестерни:

 

σF1 = YF1 ∙K ∙ K

 

σF1 = 3,6 ∙ ×1,25 ×1,3=196МПа

 

σF1 = 196МПа < [σF1] = 216 Условие прочности на изгиб выполняется.



Поделиться:


Последнее изменение этой страницы: 2016-08-10; просмотров: 277; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.145.186.132 (0.01 с.)