Студопедия.Орг Главная | Случайная страница | Контакты | Мы поможем в написании вашей работы!  
 

Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении



Внешняя высота зуба:

he=2mte=2.5,0 =10мм

Внешняя высота головки зуба:

hае1=mte= 5,0 мм;

Внешняя высота ножки зуба:

hае2=1,2mte= 1,2.5,0 =6,0 мм

Угол ножки зубьев шестерни и колеса:

Угол головки зуба шестерни и колеса:

Внешний диаметр вершин зубьев:

dae1=de1+2h ae1cosδ1= 100+2.5,0.0,8988=108,98мм dae2=de2+2h ae2cosδ2= 250+2.5,0.0,453=259,53мм

Силы в зацеплении зубчатых колес:

Основные параметры конической передачи приведены в таблице 3.

Таблица 3 Основные параметры конической передачи редуктора

Наименование параметра Обозначение и числовое значение
  Вращающий момент на ведущем валу, Нм Т2=140,5
  Угловые скорости валов, рад/с ω1=101,46 ω2=40,58
  Передаточное число uред=2,5
  Материал шестерни Сталь 40Х
  Твердость зубьев: шестерни колеса  
  Число зубьев: шестерни колеса Z1=20 Z2=50
  Внешний окружной модуль, мм mte=5,0
  Внешний делительный диаметр, мм: шестерни колеса   de1=100 de2=250
  Углы делительных конусов δ1= δ2=
  Внешнее конусное расстояние, мм Re=134,8
  Ширина венца, мм b=38,4
  Окружная сила в зацеплении, Н Ft2=1161
  Радиальная сила в зацеплении, Н Fr2=392
  Осевая сила в зацеплении, Н Fa2=158
  Степень точности 8-В
  Средний нормальный модуль зубьев, мм mn=4,84
  Средняя окружная скорость, м/с V=5,07

3. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора

Расчет валов выполняем для определения его выходного конца, посадочных поверхностей под ступицу колеса и подшипники.

3.2. 1 Ведущий вал.

Диаметр dа выходного конца вала рассчитывается из условия прочности на кручение по формуле:

где Т1 – крутящий момент, Н·мм; Т1= 58,5 Н·м

Диаметр выходного конца ведущего вала:

Для удобства соединения вала электродвигателя и ведущего вала редуктора принимаем диаметр входного участка ведущего вала dВ1=(0,8….1,2)·dэд,

где dэд – диаметр вала электродвигателя, dэд=38 мм.

dВ1=(0,8….1,2)·38=30,4…45,6 мм

Принимаем .Длина выходного конца [2, с. 115].

Диаметр вала под уплотнительной манжетой принимаем .

Диаметр вала под резьбой принимаем [2, с.297].

Диаметр вала под подшипники определяют по формуле:

где f=2 мм [2, с. 37].

Диаметр вала под подшипник выбирают из стандартного ряда внутренних диаметров подшипников качения, принимаем 50мм., т.к.этот диаметр должен быть кратен пяти.

Диаметр бурта под подшипник:

,

где r- радиус фаски подшипника, r = 1.2 мм [2. c. 37]

мм

Принимаем dбп1 =55 мм.

Рис.4. Эскиз ведущего вала.

3.2.2 Ведомый вал

Диаметр выходного конца ведущего вала при Т2= 142,5Н·м

Принимаем dв2= 30 мм

Диаметр вала под подшипниками:

dn2=db2+4f2,

где f2 =2.0мм[2,c.37]

dn2= 30+4.2=38мм; принимаем dn2= 40 мм.

Диаметр вала под колесом:

dK2=dn2+ (5…10)=45…50 мм; Принимаем dK2= 50 мм

Диаметр бурта под подшипник:

ddn2=dn2+3,2r,

где r=1,2мм [2,c 37]. ddn2= 50+3,2.1,2= 53.84 мм. Принимаем dbп2= 55 мм.

3.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.

При разработке конструкций зубчатых колес учитывают их геометрические параметры (da, df, b), используемые для изготовления материалы, способы получения заготовок и объем выпуска изделий. Шестерни для одноступенчатых редукторов выполняют вместе с валом, получая конструкцию в виде вала-шестерни(см. рис.3). Зубчатые колеса выполняют коваными или штампованными(см. рис.).

Рис.5 Эскиз зубчатого колеса.

Диаметр ступицы ; принимаем .

Длина ступицы ; принимаем .

Толщина обода ; принимаем .

Толщина диска ; принимаем С= 20 мм.

3.4 Определение основных размеров корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки одноступенчатого конического редуктора:

d=0,05 Rе+1мм но не менее 8мм [1, табл.10.2]

где. d= 0,05. 138,4+2=8,5 мм

принимаем d= 8 мм

Толщина верхнего пояса(фланца) корпуса

b=1,5 d=12 мм.

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

b1= 1,5d1= 12 мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

р= 2,35d=2,35.8=18,8 мм. Принимаем р= 20 мм.

Толщина ребер основания корпуса и крышки:

m=(0,85¸1)d= 8 мм

Диаметр фундаментных болтов:

d1= (0,03¸0,036)a +12= (0,03¸0,036)160+12=15,2….18,6

Принимаем болты с резьбой М20.

Диаметр болтов у подшипников:

d2= (0,7¸0,75)d1= (0,7¸0,75)20=14… 15 мм

принимаем d2= 16 мм

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с крышкой

d3= (0,5¸0,6)d1= 10…12 мм. Принимаем d3= 12 мм

Размеры, определяющие положение болтов d2:

e» (1¸1,2)d2» 16.. 19,2 мм. Принимаем е= 18 мм

Наименьший зазор между наружной поверхностью колеса и стенкой корпуса:

По диаметру А=(1¸1,2)d= 8 мм, по торцам А1»А= 8 мм

Диаметр штифта:dШ»dЗ= 10 мм

Длина гнезда под подшипник: l*=d+c2+Rd+(3¸5)

Rd³1,1 d2= 17,6 мм. Принимаем Rd= 18 мм, тогда l*= 8+18+18+5= 50 мм.

3.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки

3.5.1 Выбор типа и размеров подшипников

В качестве опор валов в редукторе применены роликовые конические подшипники легкой серии. (ГОСТ 333-79) (рис.6, табл.4)

Таблица 4 Основные параметры подшипников

Условное обозначение Размеры, мм Грузоподъемность, кН
d D Т е Y Динамическая С Статическая Со
      21,75 0,37 1,62 56,0 40,0
      19,25 0,38 1,62 36,5 32.5

Рис.6 Роликоподшипник конический радиально- упорный ГОСТ 333-79

3.5.2 Выбор схемы установки подшипников

При выборе схемы установки необходимо исключить возможность заклинивания тел качения при действий осевой нагрузки и теплового удлинения валов. В проектируемом редукторе для ведущего вала выбираем схему установки подшипников "врастяжку".

Для регулировки зубчатого зацепления подшипники ведущего вала установлены в стакане. Стакан имеет возможность осевого перемещения вместе с подшипниками за счёт изменения толщины комплекта регулировочных прокладок, устанавливаемых между фланцем стакана и корпусом редуктора.

Для ведомого вала применена схема установки «враспор». Схема проста и позволяет легко производить осевую регулировку подшипников (рис.6).


Рис.7 Схема установки подшипников "враспор".

3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления

Выбор сорта масла зависит от окружной скорости и величины контактного напряжения в зацеплении.

При v=5,07 м/с и σн=347,4 МПа кинематическая вязкость равна 22мм2/с [1, табл.10,8]. Объем масла определяют из расчета (0,25…0,5) л/кВт. При передаваемой мощности 5,5 кВт количество масла- 2 литра. По найденному значению вязкости выбираем масло индустриальное И-30А ГОСТ20799-75. Один из подшипников ведущего вала значительно удален, что затрудняет применение жидких масел, поэтому для смазки подшипников ведущего вала применяем пластичную смазку типа «Литол-24» ГОСТ 21150-75.

3.6 Первый этап компоновки редуктора

Первый этап компоновки редуктора проводят для определения положения зубчатых колес относительно опор для после­дующего расчета долговечности подшипников.

Компоновочный чертеж редуктора выполняем в масштабе 1:1 в одной проекции разрез по осям валов для ци­линдрической зубчатой передачи.

Последовательность выполнения компоновки:

1. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо по параметрам, полученным при расчете.

2. Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А1 = 1,2б, где б = 8мм - толщина стенки корпуса редуктора;

б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпусаА=б=8мм;

3. Схематично изображаем подшипники ведущего и ведомого валов.

4.Измеряем расстояние до точек приложения к валам радиальных реакций. Положение этих точек определяется размером a1:

для однорядных роликовых конических подшипников:

al = T/2 + (d + D)/6 · e, где Т, d, D, е - параметры подшипников.

Для роликоподшипников на валу шестерни:

а1= мм.

Для роликоподшипников на валу колеса:

а2= мм.

5. После определения размеров гнезда подшипника устанавливаем зазор не менее, чем 10мм между наружной поверхностью крышки и торцом звездочки цепной передачи.

3.7 Расчет цепной передачи (зубчатая цепь)

Мощность передаваемая цепной передачей Р=5,5 кВт.

Частота вращения ведущей звездочки n1= 388 мин-1.

Передаточное отношение u=2,16.

Угол наклона цепной передачи к горизонту –0 о.

Предварительно выбираем шаг цепи t= 25,4 мм. [1, табл.7,18].

3.7.1 Минимальное число зубьев ведущей звездочки определяется по формуле:

z 1min=37-2u=37-2. 2,16=32,68. Принимаем z 1=33

3.7.2 Число зубьев ведомой звездочки:

z2=uz1=2,16.33=71,28. Принимаем z 2=71

Межосевое расстояние определяется по формуле:

а=(30…50)t=35t=35.25,4= 889 мм [1, c.148]

3.7.3 Длина цепи определяется по формуле:

Lц=2.a+(z2+z1)/2+[(z2- z1)/2p]2/a=

Уточняем межосевое расстояние:

3.7.4 aц= 0,25 t.(Lц- 0,5.(z2+z1)+ =

3.7. 5 Окружная скорость цепной передачи определяется по формуле:

V=z1tn1/60000=33.25,4. 338/60000= 4,72 м/с 3.7.6.Ширина зубчатой цепи определяется по формуле:

, [1, c.156]

где Р – передаваемая мощность, кВт;

Кэ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи, который определяется по формуле:

Кэ= Кд· Ка · Кн · Кр · Ксм · Кп, [1, c.148]

где Кд - динамический коэффициент, Кд=1,0; [1, c.149];

Ка – коэффициент влияния межосевого расстояния, Ка=1; [1, c.150];

Кн – коэффициент влияния наклона цепи, Кн=1,0; [1, c.150];

Кр – коэффициент, принимаемый в зависимости от способа регулирования натяжения, Кр=1,2, [1, c.150];

Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, Ксм=1,5; [1, c.150];

Кп – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, Кп=1,1; [1, c.150].

Кэ=1,0.1,2.1,0.1,2.1,5.1,1 =2,37

[P] – мощность, допускаемая для передачи зубчатой цепью шириной 10мм; [P]10=0,6 кВт, [1, табл. 7.21].

Принимаем цепь ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81 [1, табл. 7.20].

Рис.8 Цепь зубчатая ПЗ-1-25,4-68-66 ГОСТ 13552-81

3.7.7 Определяем силы, действующие на цепь:

Сила натяжения ведущей ветви цепи определяется по формуле:

F1=Ft+Fq+Fv, H [1, c.153]

где Ft – окружная сила, которая определяется по формуле:

Ft=Р/V =5,5.103/4,72=1165Н

Fq – сила натяжения от провисания цепи, которая определяется по формуле:

Fq=9,81·Kf·q·a, H

Kf- коэффициент, учитывающий расположение цепи, Kf=6,0 [1, c.151];

q =8,4кг/м, [1, табл.7.20];

а –уточненное значение межосевого расстояния, м.

Fq= 9,81. 6.8,4.0,882 = 436Н

Fv – центробежная сила, которая определяется по формуле:

Fv= q·V2=8,4.4,722=187Н.

F1= 1165+436+187=1788Н

3.7.8 Расчетная нагрузка на валы определяется по формуле:

Fц= Ft+2Fq=1165 +2.436=2037 Н.

3.7.9 Коэффициент запаса прочности цепи определяется по формуле:

S=Q/ Ft, =66.103/1788=37

где Q – разрушающая нагрузка, Q= 66 кН [1, табл.7.20]

Нормативный коэффициент запаса прочности [S]=26 [1, табл.7.22]

Условие S > [S] выполняется.





Дата публикования: 2015-02-20; Прочитано: 385 | Нарушение авторского права страницы | Мы поможем в написании вашей работы!



studopedia.org - Студопедия.Орг - 2014-2025 год. Студопедия не является автором материалов, которые размещены. Но предоставляет возможность бесплатного использования (0.007 с)...