кр редуктор. Зап2. 0,98 кпд муфты 1,стр 6,табл 1 0,97 кпд цилиндрической передачи 1,стр 6,табл 1

• Название: 0,98 кпд муфты 1,стр 6,табл 1 0,97 кпд цилиндрической передачи 1,стр 6,табл 1
• Анкор: кр редуктор
• Дата: 24.06.2022
• Размер: 0.97 Mb.
• Имя файла: Зап2 .doc
• Тип: Документы; #614269
• страница: 1 из 2

- общий КПД привода;

[1,стр 5]

= 0,98 - КПД муфты; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,97 - КПД цилиндрической передачи; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,8 - КПД червячной передачи; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,99 - КПД подшипников качения; [1,стр 6,табл 1.1]

= 0,98 - КПД конической передачи; [1,стр 6,табл 1.1]



1.4 Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления):

Р_эд= кВт

Р_эд =5/0,72=6,94 кВт.

_{1.5 Частоты вращения барабана (третьего вала):}

об/мин.

1.6 Определяем частоту вращения электродвигателя:

[1,стр 5]

где - требуемая частота вращения вала электродвигателя;

= 3,5 - передаточное число цилиндрической ступени;

= 10 - передаточное число червячной ступени;

= 3 - передаточное число конической передачи.

об/мин.

По значению Р_эди выбираем электродвигатель АИР 132М6/960 (табл. 24.9 стр. 417табл 24.19). Р_эд =7,5кВт; =1000 мин^-1.

1.7 Уточнение передаточных чисел редуктора
[1,стр 8]

где передаточное число редуктора;





1.8 Определение вращающих моментов на валах привода.
Нм [1,стр 9]







2. РасчЁт редуктора
2.1. Расчёт червячной ступени.

Исходные данные:

и=10;

Т=554Нм;

п=100мин^-1.

График нагрузки



ч

2.1.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колес.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности _В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учёта количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учёта количества циклов нагружения принимаем [_H]₂=173 МПа.

Определим вращающие моменты на валах:
Т₃₁ = 1,4 Т_Н = 1,4  554 = 775,6(Нм);

Т₃₂ = Т_Н = 554 (Нм);

Т₃₃ = 0,25Т_Н = 0,25554 = 138,5 (Нм);

_{Определим время действия вращающих моментов:}

ч;

ч;

,ч.

Выбираем скорость скольжения и материал.

; [1,стр 31]

,м/с.

Применяют бронзу БрО10Н1Ф1 1 группа стали [1,стр 31 табл. 2.14]

[σ]Т = 165 МПа;

σ_в = 385 МПа.

2.1.2. Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_Нmax = 4 [σ]_Т= 4 ∙ 165 = 660 МПа;

[σ]F_max =0,8 [σ]_Т= 0,8 ∙ 165 = 132 МПа.

2.1.3 Определяют межосевое расстояние

, [1,стр 31]

где Ка – коэффициент для косозубых передач, Ка = 610 [1,стр 31];

Кнв – коэффициент нагрузки Кнв = 1 [1,стр 31 табл 2.15]

,мм;

принимаем а_W =120мм.

2.1.4. Число зубьев колеса.

По таблице выбираем число зубьев червяка Z1 = 4.

Z2 = Z1 · Uч = 4 · 10 = 40.

2.1.5. Модуль передачи:

; [1,стр 33]

,мм.

Принимаем m=5мм.

2.1.6. Коэффициент диаметра червяка:

[1,стр 33]



Принимаем q = 8 .

2.1.7. Коэффициент смещения:

; [1,стр 33]

.

2.1.8. Геометрические параметры червяка

Диаметры червяка:

d1 = q · m = 8 · 5 = 40 мм;

da = d1 + 2m = 40 + 10 = 50 мм;

df = d1 - 2,5m = 40 – 12,5 = 27,5 мм.

Диаметры колеса:

d2= m · z2 = 5 · 40 = 200 мм;

dа2 = d2 + 2m(1 + x) = 200 + 10 ∙ (1 – 0) = 210 мм;

df2 = d2 - 2m(1,2 - x) = 200 – 10 ∙ (1,2 + 0) = 188 мм.

2.1.9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям.

; [1,стр 34]

где Z_σ = 5350 ; [1,стр 35]

; 4;

- коэффициент жёсткости червяка:

МПа; ; МПа.

2.1.10. Силы в зацеплении.
Окружная сила червяка:

Радиальная сила:

Окружная сила колеса:

,Н.

Радиальная сила:

° [1,стр 34]

°.
2.1.11. Проверка зубьев колёс по напряжения изгиба:

σ_Ϝ = ; [1,стр 34]

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

σ_Ϝ = ,МПа; ; .
2.2. Расчёт цилиндрической ступени.

Исходные данные:

и=3,5;

Т₃=1863Нм;

п₃ = 28,57мин^-1.

2.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и

колеса

Примем в дальнейшем, что величины, имеющие индекс «1», относятся к

шестерни, а с индексом «2» - к колесу.

Определение допускаемых контактных напряжений регламентируется

ГОСТ 21354–75:

,

где: – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

нагружения;

– коэффициент безопасности;

– коэффициент долговечности.

Вычислим для шестерни и колеса:

,

Вычислим для шестерни и колеса по формуле:

,

где – значение базового числа циклов нагружения;

– эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы

передачи.

Вычислим для шестерни и колеса:



Вычислим для шестерни и колеса по формуле



где: – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1

– срок службы передачи под нагрузкой, ч;

– число зацеплений; ;

– показатель степени; ; [3]

– наиболее длительный действующий момент;

– заданы циклограммой нагружения (см. рис. 1).



Вычислим для шестерни и колеса:



принимаем

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и

колеса:




Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба определяются по формуле:



где – предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения;

=1,7 – коэффициент безопасности;

– коэффициент долговечности.

Вычислим при нормализации и улучшении:

МПа.

Вычислим по формуле:



где – показатель степени, зависящий от твердости;

– эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы

передачи.

Т.к. зависит от твердости, то , то .

Вычислим по той же формуле, по которой вычисляли эквивалентное

число циклов за весь срок службы передачи при переменной нагрузке,

только при показателе степени .



Подставим полученные значения в формулу нахождения :



Значения , принимаемые к расчету, могут быть в пределах .

Примем

Подставим найденные значения , и [3] в формулу

нахождения :





Определение предельно допускаемых контактных напряжений

При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно

допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:
,

;

.

Определение предельно допускаемых напряжений изгиба

При кратковременных нагрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно

допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям.

,

;

.

2.2.2 Расчет межосевого расстояния .


где: -для прямозубых колес,

-коэффициент ширины принимают из ряда стандартных чисел, т.к .

колёса расположены симметрично , то ; ;

– коэффициент нагрузки:



– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки между зубьями, примем

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине зубчатого венца, ;

– коэффициент динамической нагрузки,





Округляем до стандартного значения 190 мм ( из ГОСТ 6639-69) [ 1, с.410]

2.2.3 Определение модуля передачи m.

; [1,стр 20]

2.2.4 Суммарное число зубьев.



2.2.5 Число зубьев шестерни и колеса.





2.2.6 Фактическое передаточное отношение.



где: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колесо;



2.2.7 Определение геометрических размеров колес.

- делительный диаметр шестерни; [1,стр 22]

- делительный диаметр зубчатого колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев шестерни; [1,стр 22]

- диаметр окружности вершин зубьев колеса; [1,стр 22]

- диаметр окружности впадин зубьев колеса; [1,стр 22]


2.2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.



Z_σ = 9600 . [1,стр 23]

- ширина зубчатого колеса; [1,стр 20]





2.2.9 Силы в зацеплении.

Окружная:

[1,стр 23]

Радиальная: , где [1,стр 23]



Окружная:



Радиальная:
2.2.10 Проверка зубьев колес по напряжения изгиба.
- значение напряжения изгиба в зубьях колеса;

- значение напряжения изгиба в зубьях шестерни;

- коэффициент нагрузки.

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию

напряжений, [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию

напряжений. [ 1,стр 24, табл. 2.10 ]

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев. [1,стр24]

- коэффициент, учитывающий угол наклона зуба. [1,стр 23]




2.3 Расчет открытой конической передачи



Колесо: материал – сталь 45, термообработка – улучшение;



Шестерня: материал – сталь 45, термообработка – улучшение;



Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

, .



2.3.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности

шестерни:



где Т₁- вращающий момент на шестерне;

u – передаточное число;

σ_Н =0,85 – для прямозубой конической передачи;

К=30 – принимают в зависимости от твердости зубьев по таблице.

Окружная скорость на среднем делительном диаметре:



Где n₁ – частота вращения шестерни.

Принимаем прямозубые конические колеса 7-ой степени точности.

Ресурс передачи при переменной нагрузке:



Базовое число циклов:



НВ_ср – средняя твердость металла.

N_НО≤12·10⁷

Коэффициент долговечности:



Допускаемое контактное напряжение:



S_Н=1,1 – для улучшенной стали.

Z_R=0.9…1 – коэффициент шероховатости.

Z_V=1…1,15 – коэффициент окружной скорости.

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней

делительной окружности:



K_HV=1,38 – коэффициент внутренней динамической нагрузки,

K_Hβ=1,12 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

K_Hβ= K^о_Hβ – для конических колес с прямыми зубьями, выбираемый по

таблице, в зависимости от ψ_bd.



2.3.2 Угол делительного конуса шестерни:



Внешнее конусное расстояние:



Ширина зубчатого венца:



2.3.4 Внешний торцовой модуль передачи:



К_FV=1,77 – коэффициент динамической нагрузки.

Неравномерность распределения напряжений:



S_F=1,7 – коэффициент запаса прочности для улучшенных зубчатых колес.

2.3.5 Предварительное число зубьев шестерни определяют по графику: для

и принимаем .

При H₁ и H₂ ≤ 350 HB: .

Число зубьев колеса: .

Внешний окружной модуль передачи:



2.3.6 Фактическое передаточное число:



2.3.7 Окончательное значение размеров колес:

Углы делительных конусов шестерни и колеса:



Делительные диаметры колес:



Внешние диаметры колес:



Коэффициент смещения шестерни: - для прямозубой передачи при

u=3,17



Коэффициент смещения для колеса:



2.3.8 Силы в зацеплении:

Окружная сила на среднем диаметре шестерни:



Осевая сила на шестерне:



Радиальная сила на шестерне:



Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

2.3.9. Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям:



Проверка зубьев колёс на усталостный изгиб:

Напряжение изгиба в зубьях колеса:



- допускаемое напряжение на усталостный изгиб.

- коэффициент формы зуба (по табл.), при





при



2.3.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой

нагрузки:

Проверка зубьев на контактную прочность:



- из табл.

Проверка зубьев на прочность по напряжениям изгиба:


3. РасчЁт валов
3.1. Ориентировочный расчёт валов.



мм; мм;

м мм.

Окончательные значения диаметров валов:

d₁ = 30мм;

d₂=55мм;

d₃=80мм;

d₄ =120мм.
3.2. Тихоходный вал.
d₃=80мм.

3.2.1. Расчёт на статическую прочность.

Расчёт проводим в следующей последовательности: по чертежу вала составляем расчётную схему, на которые наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям. Затем определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строим эпюры изгибающих моментов и , эпюру крутящего момента .

Исходные данные:

Ϝ_t = 12588Н;

Ϝ_r=4528Н;

а =50мм; b=80мм.

Горизонтальная плоскость:









Проверка:



Вертикальная плоскость:









Проверка: