Расчет зубчатой передачи (стр. 1 из 3)

Содержание

Введение……………..…………………………………..……………..2

1. Анализ кинематической схемы…………..……..………………..2

2. Кинематический расчет привода…………………………………3

3. Определение геометрических параметров цилиндрической

зубчатой передачи………………………………………….…………..6

4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи………9

5. Определение геометрических размеров и расчет на

прочность выходного вала…………………………………………….11

6. Проверочный расчет подшипника..……………………………….16

7. Список использованной литературы……………………………..18

Редуктор - это механизм состоящий из зубчатых или червячных

передач, заключенный в отдельный закрытый корпус. Редуктор

предназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышения крутящего момента.

Редукторы делятся по следующим признакам:

- по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:

- по числу ступеней - на одноступенчатые (когда передаче осуществляется одной парой колес), двух-, трех- или многоступенчатые:

- по типу зубчатых колес - на цилиндрические, конические,иликоническо-цилиндрические;

- по расположению валов редуктора в пространстве - на горизонтальные, вертикальные, наклонные:

- по особенностям кинематической схемы " на развернутую, соосную. с раздвоенной ступенью.

1. Анализ кинематической схемы

Наш механизм состоит из привода электромашинной (1),муфты (2), цилиндрической шестерни (3), цилиндрические колеса (4), конической шестерни (5), конического колеса (6), валов (7,6,9) и трех пар подшипников качения. Мощность на ведомом валу N₃=9,2 кВт, угловая скорость п₃= 155 об/мин, привод предназначен для длительной работы, допускаемое отклонение скорости

5%,

2. Кинематический расчет привода

2.1. Определяем общий КПД привода

h=h₁*h₂*h₃³*h₄

Согласно таблице 5 (1) имеем

h₁=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи;

h₂=0,9 - КПД конической передачи;

h₃=0,98 - КПД подшипников качения;

h₄=0,98 - КПД муфты

h = 0,93 * 0,98³ * 0,9 * 0,98 = 0,77

2.2. Определяем номинальную мощность двигателя

N_дв=N₃/h=11,9 кВт

2.3. Выбираем тип двигателя по таблице 13 (2). Это двигатель

А62 с ближайшим большим значением мощности 14 кВт. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения 1500 об/мин.

2.4. Определяем передаточное число привода

i = i_ном/n₃ = 1500/155 = 9,78

2.5. Так как наш механизм состоит из закрытой цилиндрической передачи и открытой конической передачи, то разбиваем передаточноечисло на две составляющих:

i = i₁ * i₂

По таблице б (1) рекомендуемые значения передаточных отношений цилиндрической передачи от 2 до 5; конической - от 1 до 3 по ГОСТ 221-75. Назначаем стандартные передаточные числа i₁ = 4, i₂= 2,5.

2.6. Уточняем общее передаточное число

i = g.5 * 4 = 10

2.7. Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения выходного вала

где

- допускаемое отклонение скорости по заданию.

2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений

2.9. Зная частные передаточные отношения определяем частоту вращения каждого вала:

Таким образом, частота вращения выходного вала находитсяв пределах допустимой.

2.10. Определяем крутящие моменты, передаваемые валами механизма с учетом передаточных отношений и КПД:

2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами

2.12. Построим график распределения крутящего момента и мощности по валам привода

3. Определениегеометрических параметров цилиндрической зубчатой передачи

3.1. Для колес со стандартным исходным контуром, нарезаемым без смещения режущего инструмента (х = 0), число зубьев шестерни рекомендуется выбирать в пределах от 22 до 26. Выбираем Z₁ = 22

3.2. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z₁ * i₁ = 22 * 4 = 88

3.3. Определяем межосевое расстояние по формуле

где K_a - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43;

- коэффициент ширины венца шестерни расположенной симметрично относительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4;

i₁

- передаточное число;

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу;

По таблице 3.1 (3) определяем марку стали для шестерни - 40Х. твердость > 45HRC: для колеса - 40Х. твердость

350НВ.

По таблице 3.2 (3) для шестерни

для колеcа предназначенных для длительной работы.

Тогда

Полученное значение межосевого расстояния для нестандартных передач округляем до ближайшего из ряда нормальных линейных размеров, A_W = 100 мм.

3.4. Определяем модуль зацепления по формуле

где К_m, - вспомогательный коэффициент, длякосозубых передач равен 5,8;

допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом по таблице 3.4 (3).

Тогда

Полученное значение модуля округляем в большую сторону до стандартного из ряда стр.59 (3). Для силовых зубчатых передач при твердости одного из колес > 45HRC. принимается модуль > 1.5. поэтому принимаем модуль m=2.

3.5. Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

3.6. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа, то есть Z = 100.

3.7. Определяем число зубьев шестерни

3.8. Определяем число зубьев колеса

Z₂ = Z - Z₁ = 100 - 20 == 80

3.9.Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение

следовательно передаточное число выбрано верно.

3.10. Определяем основные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу

Параметры	Формулы	Колесо
1	Число зубьев	Z2	80
2	Модуль нормальный, мм	mn=m	2
3	Шаг нормальный, мм		6,28
4	Угол исходного контура
5	Угол наклона зубьев
6	Торцовый модуль, мм		2,03
7	Торцовый шаг, мм		2,03
8	Коэффициент головки зуба	H	1
9	Коэффициент ножки зуба	С rn > 1	0.25
10	Диаметр делительной окружности, мм	d = Z * mt	162.4
11	Высота делительной головки зуба, мм	ha = h * m	2
12	Высота делительной ножки зуба, мм	Hf = (h + C)*m	2,5
13	Высота зуба, мм	h = ha + hf	4.5
l4	Диаметр окружности выступов, мм	da= d + 2 ha	166.4
15	Диаметр окружности впадин, мм	df=d - 2hf	155,4
16	Межосевое расстояние, мм	A = 0,5 (d1 + d2)	100
17	Ширина венца, мм		40

4. Геометрический расчет конической зубчатой передачи