3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений
4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
5. Расчет клиноременной передачи
6. Определение сил в зацеплении закрытых передач
7. Расчет валов
8. Предварительный выбор подшипников
9. Определение размеров муфты
Список литературы
Введение
В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора -- понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.
Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи -- зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.
Исходные данные
Тяговая сила F, 3,2 кН
Скорость тяговой цепи v, 0,5 м/с
Шаг тяговой цепи р, 80 мм
Число зубьев звездочки z 7
Допустимое отклонение скорости цепи д, 4 %
Срок службы привода Lr, 5 лет
Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2
Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:
Таблица 1
Вариант
Тип двигателя
Номинальная мощность
Pном ,кВт
Частота вращения, об/мин
синхронная
При нормальном режиме nном
1
4АВ80В2У3
2,2
3000
2850
2
4АМ90L4У3
2,2
1500
1425
3
4АМ100L6У3
2,2
1000
950
4
4АМ112МА8У3
2,2
750
700
2). Определяем передаточное число привода и его ступеней
Находим частоту вращения приводного вала
м/с
где: v - скорость тяговой цепи м/с; z - число зубьев ведущей звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.
Находим общее передаточное число для каждого варианта:
Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4
Таблица 2
Передаточное число
Варианты
1
2
3
4
Общее для привода u м/с
53,17
26,59
17,72
13,06
Цепной передачи
13,29
6,65
4,43
3,23
Конического редуктора
4
4
4
4
Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:
а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;
б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из за большой металлоемкости;
в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;
г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.
Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения:
где Кнв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями Кнв = 1;
иН - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес иН = 1.
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров
2). Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:
для колеса
для шестерни
3). Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм:
мм
4). Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса:
где ше = 0,285 - коэффициент ширины венца.
Округлить до целого числа по ряду Ra 40, b=42
5). Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес:
где KFв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFв =l;
- коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.
6). Определяем число зубьев колеса и шестерни
-для колеса
-для шестерни
7). Определяем фактическое передаточное число
проверяем его отклонение от заданного u.
%
8). Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса:
-для колеса
-для шестерни
9). Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни
НВ1ср - НВ2ср = 487,5-248,5=239
Так как 239> 100,
То х1=х2 = 0.
10). Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм:
Делительный диаметр шестерни
Делительный диаметр колеса
Вершины зубьев шестерни
Вершины зубьев колеса
Впадины зубьев шестерни
Впадины зубьев колеса
11). Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:
-для шестерни
-для колеса
Проверочный расчет
12). Проверяем пригодность заготовок колес.
Условие пригодности заготовок колес:
Диаметр заготовки шестерни
мм
Размер заготовки колеса
Соответствует
13). Проверим контактные напряжения
где Ft - окружная сила в зацеплении, Н равная
КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; КНб = 1
KHv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи
443,72?514,3
14). Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса:
напряжения изгиба зубьев шестерни
напряжения изгиба зубьев колеса
где: KFб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес KFб = l; KFv - коэффициент динамической нагрузки; YFl и YF2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Хв -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Хв = l;
4.15. Составляем табличный ответ
Таблица 6
Проектный расчет
параметр
значение
параметр
значение
Внешнее конусное расстояние Rе
144.308
Внешний делительный диаметр:
шестерни dе1
колеса dе2
69,273
280,314
Внешний окружной модуль me
1.611
Ширина зубчатого венца b
42
Внешний диаметр окружности вершин:
шестерни dае1
колеса dае2
70,401
281,087
Вид зубьев
Прямозубые
Угол делительного конуса:
шестерни д1
колеса д2
13,8796
76,1204
Внешний диаметр окружности впадин:
шестерни dfe1
колеса dfe2
65,519
279,387
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
43
174
Средний делительный диаметр:
шестерни d1
колеса d2
59,367
240,229
5.Расчет клиноременной передачи
1). Выбираем сечение ремня при.
Рном = 2,2кВт nном = 950 об/мин
Выбираем участок А
2). Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива dmin, мм. при Тдвиг = 18,20 Н*м, dмин = 90 мм
3). Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива d1 = 100 мм.
4). Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:
где u - передаточное число открытой передачи; е - коэффициент скольжения е = 0.01…0,02.
5). Определяем фактическое передаточное число uф
проверяем его отклонение от заданного
условия соблюдаются.
6). Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.
, мм
7). Определяем расчетную длину ремня l мм:
Выбираем длину ремня l=1600 мм
8). Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине