X-PDF

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Поделиться статьей

Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

1.1 Определение мощности приводного вала

Pвых = F1·V [2, c.8]

где F1 — тяговое усилие (кН) .

V- скорость движения ленты (м/с).

Рвых=4,3·1,2=5,16 кВт.

1.2 Определение коэффициентов полезного действия всего привода

ηобщ= η1 · η23 · η3 · η4 [2, c.8]

где η1 – КПД, учитывающий потери в муфте, η1 = 0,98 [2, с.9, табл.1],

η2 – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения,

η2 = 0,99 .

η 3 – КПД, учитывающий потери в зубчатой передаче.

η3 = 0,96…0,98 . примем η3 = 0,97.

η4 – КПД, учитывающий потери в цепной передаче.

η4 = 0,92…0,95 . примем η4 = 0,95.

ηобщ= 0,98 · 0,993 · 0,97 · 0,94 = 0,878.

1.3 Определение частоты вращения выходного вала привода

nвых = (60 · 103 · V) / (П ·Дб) . [2, c.9]

где D6— диаметр барабана (мм).

nвых = (60 · 103 · 1,2) / (3,14 · 275) = 83,382 об/мин .

1.4 Определение ориентировочных передаточных отношений привода

uобщ = u1 · u2 . [2, c.9]

где u1 – передаточное отношение редуктора .

u1 = 2,5…5 . [2, c. 9, табл.2]

u2 – передаточное отношение цепной передачи.

u2 = 1,5…3 .

uобщ = (2,5…5)· (1,5…3) = 5…15.

1.5 Определение требуемой частоты вращения двигателя

nпот.эл. = nвых · uобщ . [2, c.9]

nпот.эл. = 83,382 · (5…15)= 416,9…1250,73 об/мин.

1.6 Выбор электродвигателя

Рпот.эл = Рвых/ ηобщ

значение Рвых (кВт) берется из п. 1.1, а значение ηобщ из п. 1.2.

Рпот.эл = 5,16/ 0,878

Закрытый обдуваемый марки 160S8/750, Р = 7,5 кВт, n = 750 об/мин.

[2, c. 25, табл. Б.1]

1.7 Уточнение общего передаточного числа привода и его распределение между типами передач привода

uобщ = nэл / nвых . [2, c.10]

uобщ = 750 / 83,382=8,995 .

u1 = 3,15 . [2, c. 10, табл. 3]

u2 = uобщ / u1 = 8,995/ 3,15 = 2,86.

1.8 Определение частоты вращения валов привода

nэл = 750 об/мин.

n1 = nэл / u2 = 750 / 2,86= 262,24 об/мин.

n2 = n1 / u1 = 262,24 / 3,15 = 83,25 об/мин.

n3 = n2 =83,25 об/мин

1.9 Определение мощности на каждом валу привода

Р1 = Рпотр · η1 · η2 = 7,47 · 0,98 · 0,99 = 7,25 кВт .

Р2 = Р1 · η3 = 7,25 · 0,97 = 7кВт .

Р3 = Рвых = 6,5 кВт.

1.10 Определение крутящих моментов валов привода

Твых = F1D6 /2,

где значения F1(Н), D6 (м) берутся из условия задания.

Твых = 4,3∙275 /2 = 591,25 Нм .

Т2= Твых / η1 · η2 · η4 ∙ u2,

где η1 – КПД соединительной муфты — учитывается в схемах, в которых выходной вал редуктора соединяется с приводным валом при помощи муфты .

η2 – КПД подшипников .

η4 – КПД, учитывающий потери в цепной передаче .

u2 – передаточное число передачи (ременной или цепной соответственно), расположенной между редуктором и приводным валом, если таковая имеется (берется из п. 1.7).

Т2= 591,25/ 0,99 · 0,95∙ 2,86 = 222,03.

Т1= Т2 / η1 · η2 · η3 ∙ u1,

где η1— КПД соединительной муфты — учитывается в схемах, в которых на входной вал редуктора насажена муфта .

η2 — КПД цилиндрической зубчатой передачи .

η3 — КПД подшипников .

u1 — передаточное число зубчатой передачи (берется из п. 1.7).

Т1= 222,03 / 0,99 · 0,93 · 3,15 = 77,33

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и термической обработки

Таблица 4 – Механические характеристики сталей, используемых для изготовления зубчатых колес

  Марка стали Термообработка Твердость зубьев σт, Н/мм2
Шестерня 40Х Улучшение 269…302  
Колесо 40ХН Улучшение 235…262  

2.2 Определение допускаемых напряжений

Предварительно определяется средняя твердость рабочей поверхности зубьев.

НВср = 0,5 · (НВmin + НВmax) . [1, c.13]

Шестерня НВср1 = 0,5(269+302) = 285,5 МПа .

Колесо НВср2 = 0,5(235+262) = 248,5 МПа .

Допускаемые напряжения

Н] = 1,8НВср + 67 . [1, c.13]

F] = 1,03HBср .

где [σН] – допускаемое контактное напряжение, Мпа.

F] – допускаемое напряжение изгиба, Мпа.

Представленная информация была полезной?
ДА
58.55%
НЕТ
41.45%
Проголосовало: 982

Н1] = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 МПа .

Н2] = 1,8 · 248,5 + 67 = 514,3 МПа .

F1] = 1,03 · 285,5 = 294, 1 МПа .

F2] = 1,03 · 248,5 = 255,9 МПа.

2.3 Определение межосевого расстояния

Примем коэффициент межосевого расстояния для передачи с прямыми зубьями Ка = 43,0. [2, c.13]

Коэффициент ширины Ψbа для проектирования одноступенчатого цилиндрического редуктора принимаем стандартное значение Ψbа = 0,4.

Коэффициент ширины

Ψbd = 0,5 Ψbа (u1 + 1) . [1, c.13]

Ψbd = 0,5 · 0,4 · (3,15 +1) = 0,83 .

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий

КНВ = 1 + (2 Ψbd)/S ≤2 . [1, c.13]

где S – индекс схемы при симметричном расположении шестерни относительно опор, принимается равным 8.

КНВ = 1 + (2· 0,83)/8 = 1,2075 ≤ 2

Межосевое расстояние (мм)

aω = ка·(u1+1)· =113,2 мм

Округляем до 120 мм.

2.4 Расчет предварительных основных размеров колеса

Делительный диаметр (мм)

d2=(2∙ aω∙ u1)/(u1+1) . [2, c.14]

где aω — межосевое расстояние (мм), берется из п.2.3 .

u1 — передаточное число зубчатой передачи (см. п. 1.7).

d2=(2 · 120 · 3,15)/(3,15+1)=182,169.

Ширина (мм)

b2= Ψbа aω [2, c.14]

b2=0,4·120 = 48 мм

2.5 Расчет и выбор по стандарту модуля передачи

Km=5,2 – коэффициент модуля для прямозубой передачи.

Модуль передачи (мм):

m≥ (2∙Km∙T2)/(d2∙b2∙[σF]) . [2, c.14]

m≥ (2·5,2·222030)/(182,169·48·255,9)=1,03мм .

Расчетное значение модуля передачи примем 1,25 мм.

2.6 Определение суммарного числа зубьев и угла наклона.

Минимальный угол наклона зубьев колес:

— шевронных βmin = 25 [1,c.15]

Суммарное число зубьев

ZΣ=(2·aω cos βmin)/m . [1,c.15]

ZΣ=(2·120·cos25˚)/1,25= 174,01 .

Округляем до 174.

β = arcos (ZΣm/2 aω)

β = arcos (174∙1,25/2∙ 120)

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Z1= ZΣ/(u1+1)≥ Z1min . [2,c.15]

где Z1min — минимальное число зубьев шестерни: для косозубых и шевронных Z1min =17∙cos3β.

Значение Z, округляют в ближайшую сторону до целого.

Z1= 174/(3,15+1) = 41,93≥ 17∙cos325,0078 = 12,59

Z1 = 42

Число зубьев колеса

Z2= ZΣ — Z1=174 — 42=132.

2.8 Определение фактического передаточного числа

Фактическое передаточное число:

Uф= Z2/ Z1=132/42=3,14 . [2, c.15]

Отклонение от заданного передаточного числа

|/ ·100% ≤4% . [2, c.16]

/ 3,15)·100% = 1%.

2.9 Определение геометрических размеров колес

Делительные диаметры (мм)

— шестерни d1=(Z1·m)/cosβ . [1, c.16]

d1=(42·1,25)/ cos 25,0078 = 57,931 мм .

— колеса d2=2·aω — d1 .

d2=2·120 – 57,931 = 182,069 мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев (мм)

— шестерни da1= d1 + 2m .

da1= 57,931 + 2·1,25 = 60,431 мм .

— колеса da2 = d2 + 2m .

da2 = 182,069 + 2·1,25 = 184,569 мм.

Диаметры окружностей впадин зубьев (мм)

— шестерни df1 = d1 – 2,5m .

df1 = 57,931– 2,5·1,25 = 54,806 мм .

— колеса df2 = d2 – 2,5m .

df2 = 182,069 – 2,5·1,25 = 178,944 мм.

Ширину шестерни b1 (мм) принимают по соотношению b1 /b2, где b2 – ширина колеса.

Таблица 1 – Вычисление ширины шестерни

При b2 До 30 св. 30 до 50 Св. 50 до 80 Св. 80 до 100
b1 /b2 1,1 1,08 1,06 1,05

b1 = 1,08 ·56=51,84 мм.

Рисунок 1 — Размеры колес


Поделиться статьей
Автор статьи
Анастасия
Анастасия
Задать вопрос
Эксперт
Представленная информация была полезной?
ДА
58.55%
НЕТ
41.45%
Проголосовало: 982

или напишите нам прямо сейчас:

Написать в WhatsApp Написать в Telegram

ОБРАЗЦЫ ВОПРОСОВ ДЛЯ ТУРНИРА ЧГК

Поделиться статьей

Поделиться статьей(Выдержка из Чемпионата Днепропетровской области по «Что? Где? Когда?» среди юношей (09.11.2008) Редакторы: Оксана Балазанова, Александр Чижов) [Указания ведущим:


Поделиться статьей

ЛИТЕЙНЫЕ ДЕФЕКТЫ

Поделиться статьей

Поделиться статьейЛитейные дефекты — понятие относительное. Строго говоря, де­фект отливки следует рассматривать лишь как отступление от заданных требований. Например, одни


Поделиться статьей

Введение. Псковская Судная грамота – крупнейший памятник феодального права эпохи феодальной раздробленности на Руси

Поделиться статьей

Поделиться статьей1. Псковская Судная грамота – крупнейший памятник феодального права эпохи феодальной раздробленности на Руси. Специфика периода феодальной раздробленности –


Поделиться статьей

Нравственные проблемы современной биологии

Поделиться статьей

Поделиться статьейЭтические проблемы современной науки являются чрезвычайно актуальными и значимыми. В связи с экспоненциальным ростом той силы, которая попадает в


Поделиться статьей

Семейство Первоцветные — Primulaceae

Поделиться статьей

Поделиться статьейВключает 30 родов, около 1000 видов. Распространение: горные и умеренные области Северного полушария . многие виды произрастают в горах


Поделиться статьей

Вопрос 1. Понятие цены, функции и виды. Порядок ценообразования

Поделиться статьей

Поделиться статьейЦенообразование является важнейшим рычагом экономического управления. Цена как экономическая категория отражает общественно необходимые затраты на производство и реализацию туристского


Поделиться статьей

или напишите нам прямо сейчас:

Написать в WhatsApp Написать в Telegram
Заявка
на расчет