Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю (стр. 2 из 5)

d₁=mּ_nz₁/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм

d₂=m_nz₂//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм

проверяем межосевое расстояние

;

диаметры окружностей вершин зубьев

d_а1= d₁+2ּm_n =37,33+2ּ1,5=40,33 мм,

d_а2= d₂+2ּm_n =186,67+2·1,5=189,67 мм;

диаметры окружностей впадин зубьев

d_f₁= d₁-2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм,

d_f₂= d₂-2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;

ширина венцов

b₂= Ψ_аּa_ω=0,4∙112=44,8 мм

принимаем b₂= 45 мм

b₁= b₂+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.

принимаем b₁= 50 мм

Силы в зацеплении передачи

Определяем окружную силу в зацеплении:

Определяем радиальную силу в зацеплении:

F_r₁=F_t₁ּtgα_ω/cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H

Определяем осевую силу в зацеплении:

F_а1=F_t₁ּtgβ=1750•0,2746=481 Н

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Определяем кружную скорость колес:

Принимаем 8^ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])

Уточняем коэффициенты:

-коэффициенты ширины венца колеса Ψ_d=b₂/d₁=45/37,33=1,205

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев (табл. 9.1. и табл. 9.2. [3]) К_{Н β}=1,06 и К_F_β=1,2

- коэффициент динамической нагрузки (с.89 и 90[3])

К_Н_v=1,03 и K_FV = 1.08

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кн_ά =1,05

K_Fα=0,91

Определяем фактическое контактное напряжение рабочих поверхностей зубьев:

<[σ_н]= 493МПа

Недогрузка составляет [(493−477,4)/493]∙100%=8,7%

Что менее допустимой в 15%.

Определяем эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

Z₁/cosβ³ = 24/0,96428³=27

Z₂/cosβ³ = 120/0,96428³=134

выбираем по табл. 4.4. [2] коэффициенты формы зуба Y_F₁=3,85 и Y_F₂=3,60

Проверяем прочность зубьев шестерни и колеса на изгиб:

Прочность зубьев обеспечивается.

Результаты расчета сводим в таблицу 2.

Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической передачи.

Проектный расчёт
Параметр		Значение	Параметр	значение
Межосевое расстояние a_ω		112 мм.	угол наклона зубьев: β	15^o20’
Модуль зацепления m		1,5мм	Диаметр делительной окружностиШестерни d₁Колеса d₂	37,33 мм186,67 мм
Ширина зубчатого венцаШестерни b₁Колеса b₂		5045
Число зубьевШестерни z₁Колеса z₂		24120	Диаметр окружности вершин зубьевШестерни d_a₁Колеса d_a₂	40,37 мм189,67 мм
Вид зубьев		косозубая	Диаметр окружности впадин зубьевШестерни d_f₁Колеса d_f₂	33,73 мм183,07 мм
Проверочный расчёт
Параметры		Допускаемые значения	Расчетные значения	примечания
Контактное напряжениеσ_H МПа		493	450,1	Недогрузка 8,7%
напряжение изгиба МПа	σ_F1	294	110,1	Недогрузка
	σ_F2	256	123,8	Недогрузка

3. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Принимаем однорядную роликовую цепь.

Принимаем число зубьев малой (ведущей) звёздочки:

Z₅=29-2u=29−2•4,03=20,94

принимаем z₅=21

Определим число зубьев большей звёздочки

Z₆=z₅•u_цеп=21•4,03=84,63

принимаем z₆=85

Фактическое передаточное число:

u΄_цеп= z₆/z₅=85/21=4,048

отклонение составляет 0,44%

По табл 7.18 [ 4 ] по величине n₂= =140 об/мин принимаем ориентировочно допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц]=30 МПа

Расчетные коэффициенты по [ 4 ,c.149 ]:

К_д=1,2-коэффициент динамической нагрузки (легкие толчки при работе) ;

К_с=1,5- коэффициент способа смазки (периодическая смазка);

К_Θ=1,0 – коэффициент угла наклона линии центров (угол наклона Θ=60º);

К_рег=0,8- коэффициент способа регулировки натяжения цепи (натяжение цепи оттяжной звёздочкой);

К_р=1,25 – коэффициент периодичности работы (работа в две смены).

Коэффициент эксплуатации

К_э= К_д •К_Θ •К_рег •К_р •К_с=1,2•1,5•1,2•0,8•1,0=1,8

Шаг цепи из условия износостойкости шарниров цепи

Р_ц≥2,8

Где момент на ведущей звездочке:Т₂= 163,3 Н·м

По табл. 7.15 [ 3 ] принимаем стандартную цепь с шагом р=25,4 мм и параметрами А_оп=179,7 мм²; q=2,6 кг/м

Проверяем условие п₃≤п₃_max по табл 7.15 [ 4] для цепи с шагом р=25,4 мм п₁_ma=1000 об/мин., следовательно условие выполняется (140<1000).

Определяем среднюю скорость цепи

υ=(р •z₁ •ω₃)/(2π)=(25,4•10^-3•21•14,65)/(2•3,14)=1,244 м/с

Окружную силу, передаваемую цепью:

F_t_.ц=P₂ / υ=2392/1,244=1922 Н.

Определяем расчётное давление в шарнирах цепи:

p_ц=F_tК_э/А_оп=1922•1,8/179,7=19,26 МПа

Для принятого шага цепи уточняем допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [p_ц]=26 МПа по табл. 7.18 [ 4 ]. Условие p_ц< [p_ц] (19,26<26) выполняется.

Принимаем межосевое расстояние:

а_цеп=40р=40•25,4=1016 мм.

длина цепи в шагах

l_р=2а +0,5(z₅+z₆)+р(z₆−z₅)²/(4•a•π²)=

2•40+0,5(21+85)+(85−21)²/(3,14²•4•40)=135,6

Принимаем l_р=136.

Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины цепи l_р.

а_ц=0,25t [(l_р- _W) +

где

w = 0,5(z₅+z₆)= 0,5 • (85 + 21) = 53

у= (z₆−z₅)/2π = (85− 21) /(2•3,14)= 10,2

а_цеп=0,25•25,4[(136−53) +

] =1021 мм

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 1021•0,004=4,1 мм.

Диаметры делительных окружностей звездочек:

d_д5=t/sin(180º/z₅)=25,4/sin(180º/21)=170,42,6 мм

d_д₆=t/sin(180º/z₆)=25,4/sin(180º/85)=687,39 мм

Диаметры наружных окружностей звездочек при d₁=15,88мм – диаметр ролика цепи :

D_е5=t(ctg(180º/z₅)+0,7) – 0,31d₁=25,4(ctg(180º/21)+0,7)− 0,31•15,88=181,38 мм

D_е6=t(ctg(180º/z₆)+0,7) – 0,31d₁=25,4(ctg(180º/85)+0,7)− 0,31•15,88=699,77 мм

Сила действующая на цепь:

окружная F_t_.ц= 1922 Н.

центробежная F_v= υ²• q=2,6•1,244²=4,0 Н

от провисания цепи при коэффициенте провисания к_f=1,4 при угле наклона передачи 60º

F_f= 9,81 к_f• q• а_цеп=9,81•1,4•2,6•1,021==36,5 Н

Расчетная нагрузка на валы:

F_в.ц= F_t_.ц+2• F_f=1922+2•36,5=1995 Н

Коэффициент запаса прочности:

Нормативный коэффициент запаса прочности по табл. 7.19 [4] s=8,1. Условие прочности s > [ s ] выполняется.

4.ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Проектный расчёт валов редуктора проводим по пониженным допускаемым напряжениям на кручение

Ведущий вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

У выбранного электродвигателя диаметр вала d_дв = 32 мм

Принимаем d_в1=d_дв=32 мм

Под подшипники принимаем d_п1==35 мм

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении на кручение

Принимаем d_B2=40 мм.

Диаметр под подшипниками d_п2=45 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом d_k2=50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений при компоновки редуктора.

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТОЙ ПАРЫ РЕДУКТОРА

Вал – шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры:

Конструкционные размеры зубчатого колеса

Зубчатое колесо кованное, размеры венца зубчатого колеса:

Диаметр ступицы колеса

D_ст2=1,6d_к2=1,6∙50=80 мм

Длина ступицы колеса:

L_ст2=(1,2…1,5) d_k2=(1,2…1,5)∙50=60…75мм

Принимаем L_ст2= 60 мм

Толщина обода

Принимаем σ₀=8 мм

Толщина диска

Принимаем С=14 мм.

6. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА И КРЫШКИ РЕДУКТОРА

Толщина стенок корпуса и крышки: