Проектний розрахунок передачі

МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ, МОЛОДІ ТА СПОРТУ УКРАЇНИ

C МІЛЯНСЬКИЙ ТЕХНІКУМ ХАРЧОВИХ ТЕХНОЛОГІЙ НАЦІОНАЛЬНОГО УНІВЕРСИТЕТУ ХАРЧОВИХ ТЕХНОЛОГІЙ

 

РЕДУКТОР ОДНОСТУПІНЧАСТИЙ

ЦИЛІНДРИЧНИЙ КОСОЗУБИЙ

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

 

до розрахунково-графічної роботи

з навчальної дисципліни «Деталі машин»

РГР 5.05050302.03.14.1.ПЗ

 

 

2011

 

Зміст

 

1. Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок урухомника . 3

2. Розрахунок передачі                                                                        4

  2.1.Вибір допустимих напружень                                                      4

  2.2.Проектний розрахунок передачі                                                 5

  2.3.Перевірочний розрахунок передачі на контактну витривалість 6

  2.4.Зусилля, які виникають в передачі                                               6

  2.5.Перевірочний розрахунок на загальну витривалість .             6

3. Розрахунок деталей та вузлів передачі                                          8

  3.1.Попередній розрахунок валів передачі                                       8

  3.2.Конструктивні розміри елементів передачі                                 9

  3.3.Конструктивні розміри кришки і корпуса редуктора                9

  3.4.Перший етап ескізної компоновки                                               10

  3.5.Підбір шпонок                                                                              11

 

 

 

 

 

 

Підбір електродвигуна і кінематичний розрахунок електропривода

 

По табл. 1.1 [1] приймаємо:

ККД пари циліндричних зубчатих коліс h₁ = 0.98

коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення h₂ = 0.99

ККД відкритої ланцюгової передачі h₃ = 0.92

ККД враховуючий витрати в опорах вала приводного барабана h₄ = 0.99

Загальний ККД привода

h = h_1*h₂²_*h_3*h₄ = 0.98*0.99² *0.92*0.99 = 0.875

Потужність на валу барабана

Р_б = F_л* V_л = 8,5*0,9 = 7,65 кВТ

Потужність електродвигуна

Р_вим = Р_б/h = 7,65/0.875 = 8,74 кВТ

Кутова швидкість барабана

W_б = 2* V_л/ D_б = 2*0,9/0.32 = 5,6 рад/с

Частота обертів барабана

n_б = 30*W_б /p = 30*5,6/ 3.14 = 53,5 об/хв

 

В табл. П1 (див. додаток)[1] по вимогам потужності Р_вим = 8,2 кВТ з врахуванням можливості привода, складеного із циліндричного редуктора і ланцюгової (див. 1.3 розд. I. [1]) можливі значення передаточних відношень для циліндричного зубчатого редуктора І_р = 3 ¸ 6 і для ланцюгової передачі І_л = 3 ¸ 6; І_заг = І_р*І_л = 9 ¸ 36 вибираємо двигун трьохфазний короткозамкнений серії 4А, закритий, обдуваємий, з синхронною частотою обертів 1000 об/хв 4А160S6У3, з параметрами Р_дв = 11 кВт і ковзанням S = 2.7% (ГОСТ 19523 - 81). Номінальна частота обертів n_дв = 1000 - 27 = 973 об/хв, а кутова швидкість

Перевіряємо загальне передаточне відношення

що можна визнати дійсним, так як воно знаходиться між 9 і 36 (більше значення приймати не рекомендують).

Передаточні числа складових урухомника можна прийняти: для редуктора по ГОСТ 2185 - 66 (див. с.36 [1]) U_p = 5, для ланцюгової передачі U_ц = 18,17/5=3,63

Частоти обертів і кутові швидкості валів редуктора і приводного барабана:

 

Вал В	n1 = nдв = 973 об/хв	W1 = Wдв = 101,8 рад/с
Вал С
Вал А	nб  = 53,5 об/хв	Wб = 5,6 рад/с

 

Обертові моменти : 

на валу шестерні

на валу колеса

T₂ = T₁u_p = 85*10³*5 = 425*10³ Нмм

 

 

Розрахунок передачі

Вибір допустимих напружень

 

Оскільки в завданні немає особливих вимог у відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали із середніми механічними характеристиками (див. роз. III, табл. 3.3 [1]):

для шестерні – Сталь40Х, термічна обробка - покращення, твердість НВ1-245;

для колеса Сталь40Х, але твердість на 30 одиниць нижча НВ2-215.

Допустимі контактні напруження (формула 3.9 [1])  

, де

 - границя контактної витривалості при базовому числі циклів.

По табл. 3.2 розд. III [1] для вуглецевих сталей з твердістю поверхні зубців менше НВ 350 і термічною обробкою (покращення)

КHL - коефіцієнт довговічності при числі циклів навантаження більше базового приймаємо КHL =1 ; коефіцієнт безпечності [SH]=1.10.

Для косозубих розрахункове допустиме контактне напруження по формулі (3.10) роз. III [1] ;

Для шестерні

для колеса

Проектний розрахунок передачі

 

Коефіцієнт К_b не дивлячись на симетричне розташування коліс відносно опор (див. мал. 12.22 [1]) приймемо вище рекомендованого для цього випадку, так як зі сторони ланцюгової передачі діють сили, що викликають додаткову деформацію веденого вала і погіршує контакт зубів. Приймемо попередньо (по табл. 3.1 [1]), як у випадку несиметричного розташування коліс значення K_нb = 1.25.

Приймаємо для косозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані

y_bа = b/a_w = 0.4 (див. стор. 36 [1])

Міжосьова відстань із умови контактної витривалості активних поверхонь зубів по формулі (3.7) розд. ІІІ [1]

де для косозубих коліс К_а = 43, а передаточне число редуктора u = u_p = 5

Найближче значення міжосьової відстані по ГОСТ 2185-66:

   a_W = 160 (див. стор. 36 [1])

Нормальний модуль зачеплення приймемо по наступним рекомендаціям:

m_n = (0.01 - 0.02)a_w = (0.01 - 0.02)160 »1,6-3,2 мм

приймаємо по ГОСТ 9563-60 m_n = 3 мм (див. стор. 36 [1])

Попередньо приймаємо кут нахилу зубів b = 10 і визначаємо число зубів шестерні і колеса (див. форм. (3.16 [1])

Приймаємо Z₁ = 21, тоді Z₂ = Z₁u=21*5 = 105

---

Дата добавления: 2020-04-08; просмотров: 110; Мы поможем в написании вашей работы!

Поделиться с друзьями:

---

---

Мы поможем в написании ваших работ!