Определение передаточного числа редуктора

После выбора электродвигателя определяют передаточное число редуктора

 

где n_дв  -  частота вращения вала двигателя под нагрузкой (асинхронная);

n₁  = n_дв / u_о.п.  – частота вращения входного (быстроходного)вала редуктора;

n₂  = n_вых – частота вращения выходного (тихоходного) вала редуктора.

                   

          

n₂  = n_вых  

    

 

Передаточное число редуктора необходимо согласовать со стандартным значением, приведенным в табл.5; при этом отклонение Δu , согласно ГОСТ, не должно превышать 4% для цилиндрических передач

.

.               

Определение мощности и вращающих моментов на валах

Частота вращения входного вала редуктора n ₁  = n _дв / u_о.п .

Частота вращения выходного вала редуктора определяется с учетом принятого стандартного передаточного числа u _ст

Мощности (кВт), передаваемые валами, определяются с учетом КПД составляющих звеньев кинематической цепи

 

 Р₁ = Р_дв ∙ η_оп ∙ η_п

Р₂ = Р₁∙ η_зп∙ η _п ∙η_м       

    

 

Вращающие моменты ( Н∙м) на валах редуктора могут быть определены по следующим зависимостям:

              для входного вала -    ,          

           для выходного вала -      

Далее производится предварительный расчет диаметров валов по заниженным допускаемым напряжениям, т.е. считая, что вал работает только на кручение, без учета изгиба:

 

          

    

    

№ Вала		об/мин	кВт	T Н*м	мм
1	4,5	187,5	3,84	195,6	40
2		41,7	3,57	817,6	65

 

Расчет передачи редуктора

Выбор материалов, термообработки и допускаемых напряжений

Принимаем:

Для шестерни сталь 40х

Термообработка - улучшенная

Н =250

Для колеса сталь 40х

Термообработка - нормальная

 

Н =210

Предел прочности

Предел текучести

=490МПа

=440МПа

=2HB+70

=570МПа

=490МПа

=18НВ

=490Мп

=378МПа

Определение расчетного крутящего момента

 

 

Расчет основных геометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

Ориентировочное значение межосевого расстояния а _w определяют из условия контактной выносливости.

Межосевое расстояние

 

 

где К ₁  = 430 -  для передачс косыми и шевронными зубьями.

Ψ _ba - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию,                        Ψ _{ba =}

мм

 

ГОСТ2185-66….[c. 106.]    

 

    

      Значения модуля зубчатых колес вычисляют по соотношению

m = (0,01 …0,02)·a _w

 

после чего принимают стандартное значение по ГОСТ 9563-80. m=5мм

Суммарное число зубьев передачи z_Σ = z₁ + z₂ ,

где z₁ - число зубьев шестерни; z₂ - число зубьев колеса.

 

           cos10=0.98481

число зубьев шестерни

число зубьев колес

 

 

Для косозубой передачи угол наклона зубьев предварительно можно взять β = 10°, а для шевронной - 30°. Затем величину угла уточняют

 

cosβ=0.99

 

 

Фактическое передаточное число редуктора    не должно отличаться от принятого стандартного, более чем на ± 4%  

Δu = .   

 

Делительные диаметры шестерни d₁ и колеса d₂ :

                       

 

; мм

 

Правильность выполненных расчетов проверяют по соотношению

   

     

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

 

 

      

мм

 

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

 

 

Ширина зубчатого венца колеса и шестерни, соответственно

мм

Полученные значения ширины колеса и шестерни следует округлить до целого числа по нормальным линейным размерам.

Определение сил в зацеплении

В косозубой передаче сила раскладывается на 3 составляющие

F_t - окружную, F_r - радиальную и F_а - осевую.

Окружная сила  ,

радиальная -    ,

 

Осевая сила                   .         

 

 

---

Дата добавления: 2020-01-07; просмотров: 216; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!