Расчет конического редуктора

2.2 Выбор материала конических колес, определение допускаемых напряжений

В редукторостроении экономически целесообразно применять стали с .

Материал колеса выбираем по приложения - сталь с , например, сталь 45, термообработка - улучшение.

Твердость .

Предел прочности МПа (Н/мм2).

Предел текучести МПа (Н/мм2).

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

,

2.3 Выбор материал шестерни должен быть тверже материала колеса, так как зубья шестерни входят в зацепление чаще, чем зубья зубчатого колеса

или

По найденной твердости выбираем материал шестерни. Например: Сталь 45, термообработка - улучшение.

Твердость HB1 = 230,

Предел прочности МПа.

Предел текучести МПа.

2.3.1 Допускаемые контактные напряжения:

2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба:

Если условие не выполняется, то принимаем:

2.4 Определение размеров конических колес и параметров зацепления

где T2 - вращающий момент на колесе, Н·мм.

Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185:

2.4.1 Принимаем расчетные коэффициенты:

1) коэффициент нагрузки при консольном расположении колес.

2) коэффициент ширины зубчатого венца по конусному расстоянию:

по ГОСТ 12289.

2.4.2 Определяем внешний делительный диаметр колеса из условия контактной прочности, мм:

где T2 - вращающий момент на колесе, Н·мм.

Расчетные значения округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185:

2.4.3 Определяем внешний окружной модуль, мм:

Рекомендуется принимать такие стандартные значения модуля mte, которому соответствует целое число зубьев колеса:

Размещено на http://www.allbest.ru/

2.4.4 Число зубьев шестерни:

Значения округляем до целого числа.

2.4.5 Уточняем передаточное число:

Расхождения с исходным значением:

2.4.6 Определяем основные геометрические размеры передачи

Углы делительного конуса:

Внешние делительные диаметры, мм:

Внешние диаметры окружностей выступов, мм:

Внешние диаметры окружностей впадин, мм:

Внешние конусное расстояние, мм:

Ширина зубчатого венца, мм:

Значение округляем до целого числа.

Среднее конусное расстояние, мм:

Средние делительные диаметры, мм:

Средний модуль, мм:

Коэффициент ширины колеса по среднему диаметру:

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Проверяем условие прочности по контактным напряжениям

Средняя окружная скорость, м/с

Назначаем степени точности изготовления колес. Степень точности 8.

Уточняем коэффициент нагрузки

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для передач с прямыми зубьями КНб =1;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент.

Проверяем условие прочности, Н/мм2:

.

Допускается недогрузка до 10% и перегрузка до 5%. Если условие прочности не выполняется, то можно увеличить внешний делительный диаметр. Если это не дает должного эффекта, то назначают другие материалы конической передачи и расчет повторяют. 8%

2.5.2 Проверяем условие прочности зубьев по напряжениям изгиба

Определяем приведенное число зубьев:

Определяем по ГОСТ 21354 коэффициенты формы зуба - и . и

Проводим сравнительную оценку прочности на изгиб зубьев шестерни и колеса:

Дальнейший расчет ведем по минимальному значению найденных отношений. Определяем коэффициент нагрузки:

где = 1,0 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент динамичности.

Проверяем условие прочности по :

.

2.6 Определение сил, действующих в зацеплении

В конической передаче сила нормального давления раскладывается на три составляющие: окружную, радиальную и осевую силы (рисунок 2).

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 2 - Силы, действующие в зацеплении

Окружные силы, Н:

где Т2 - вращающий момент на шестерне (колесе), Н·м;

dm2 - средний диаметр шестерни (колеса), мм.

Осевая сила шестерни, равная радиальной силе колеса, Н:

где .

Радиальная сила шестерни, равная осевой силе колеса:

Сила нормального давления, Н:

3. Расчёт открытой цепной передачи

3.1 Определяем число зубьев звёздочек

z1=19 - 4,68=14,32=15=17

где:

передаточное число открытой цепной передачи.

Z1 округляем до ближайшего целого нечётного числа

Z2 округляем до ближайшего целого чётного числа

3.2 Определение шага цепи

мм,

где: [p]=20 МПа - ориентировочное допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [2, табл. А1].

m=1 - число рядов цепи.

- вращающий момент на ведущей звёздочке.

Kэ=КдКаКнКрКсмКп - коэффициент эксплуатации,

здесь:

Кд =1,5 - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки;

Ка =1 - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние;

Кн =1 - коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи к горизонту;

Кр =1 - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи;

Ксм =1 - коэффициент, учитывающий способ смазки цепи;

Кп =1,5 - коэффициент, учитывающий периодичность работы.

Kэ=1,511111,5= 2,25

мм.

среднее значение шага цепи tср=25,4 мм

Полученное значение шага t принимаем согласно ГОСТ 13568.

Таблица 3 - Параметры цепи

3.3 Проверка условия обеспечения износостойкости цепи.

3.3.1 Проверка условия: n[n1]

[n1]=800 об/мин - допускаемое значение частоты вращения ведущей звездочки [2, табл. А4].

[n]=357,5 об/мин - действительное значение частоты вращения ведущей звездочки.

357,5<800

Условие выполняется.

3.3.2 Проверка условия: р[р]

[р] - допускаемое значение среднего давления в шарнирах цепи.

где: S=179,7 мм2 - проекция опорной поверхности шарнира;

=1374,57- окружная сила, Н;

- скорость цепи, м/с;

где: - число зубьев на ведущей звёздочке;

[n]=357,5 об/мин - частоты вращения ведущей звездочки;

t=25,4 мм - шаг цепи.

- мощность на ведущей звёздочке, Н;

где:

- вращающий момент на ведущей звёздочке.

Н.

[р]=[р]табл.[0,01 (z1-17)+1]=20*(0,01*(17-17)+1)=20МПа

где:

[р]табл. = 20 - допускаемое среднее давление в шарнирах цепи [2, табл. А1].

р?[р] - условие выполняется.

3.4 Определение геометрических параметров передачи

3.4.1 Вычисление предварительного межосевого расстояния.

а?=40t = 1524 мм.

3.4.2 Определение числа звеньев цепи.

Округляем о ближайшего чётного числа Lt=144

3.4.3 Уточнение межосевого расстояния.

, мм

мм.

Монтажное межосевое расстояние:

а=0,997·а?=1011,87 мм.

3.4.4 Определение делительного «d» диаметра ведущей и ведомой звездочек.

- делительный диаметр ведущей звёздочки

 мм.

- делительный диаметр ведомой звёздочки

мм.

3.4.5 Определение наружного «Dе» диаметра ведущей и ведомой звездочек.

,

где:

К=0,532 - коэффициент высоты зуба [ табл. 4]

- наружный диаметр ведущей звёздочки

мм.

- наружный диаметр ведомой звёздочки

мм.

,

Таблица 4

• 3.5 Проверка коэффициента запаса прочности
• ,
• где:
• FР = 55622 - разрушающая нагрузка [табл. 2], Н;
• Kд = 1,5- динамический коэффициент;
• q = 2,6 - масса 1 м цепи [табл. 2], кг;
• Kf = 6 - коэффициент, учитывающий положение цепи;
• a = 1011,87 - принятое межосевое расстояние, мм;
• [s] = 10,2 - допускаемый запас прочности [2,табл. А5].
• 3.6 Определение силы действующей на вал.
• Fв=FtKВ,
• где:
• КВ =1,15 - коэффициент нагрузки вала.
• Fв=1374,571,15=1580,75 Н.
• 4. Предварительный расчет валов
• 4.1 Размеры вала и расстояние между деталями
• 4.1.1 Расчет быстроходного вала
• Диаметр быстроходного вала:
• Длина быстроходного вала:
• 4.1.2 Проектный расчет тихоходного вала редуктора

Диаметр тихоходного вала:

Длина тихоходного вала:

5. Выбор подшипников качения

Быстроходный вал:

Серия - средняя.

Фиксирующая опора:

Подшипник роликовый конический типа 7306.

Основные размеры:

;

;

;

;

Грузоподъёмность:

;

;

Факторы нагрузки:

;

;

Тихоходный вал:

Серия - средняя.

Подшипники роликовые конические однорядные типа 7308.

Основные размеры:

;

;

;

;

;

;

;

Грузоподъёмность:

;

Факторы нагрузки:

;

;

Таблица 5 - Параметры подшипников

6. Выбор и проверочный расчет шпоночных соединений

Сечение и длину шпонок bhl, мм выбираем по ГОСТ 23360

Шпонка на выходном конце ведущего вала:

t1=3,5; lp= 24 мм;

lp =l - b ; lp =30-6=24 мм.

Шпонка призматическая 6Ч6Ч30 ГОСТ 23360-78

Шпонка на выходном конце ведомого вала:

t1=5; lp=48 мм;

lp= l - b ; lp =56-8=48 мм.

Шпонка призматическая 10Ч8Ч56 ГОСТ 23360-78

Шпонка для крепление колеса на ведомом валу:

t1=5,5; lp= мм;

lp= l - b ; lp =80-14=66 мм.

Шпонка призматическая 14Ч9Ч80 ГОСТ 23360-78

7. Выбор и проверочный расчет муфты

В данном приводе при соединении выходного вала редуктора с входным валом цепного конвейера используется упругая компенсирующая муфта. Для расчета момента воспользуемся выражением:

ТР = k · ТI,

где k - коэффициент режима нагрузки, k=1,5 - для цепного конвейера;

ТР=1, 5·24,5=31,5 Н·м

Выбираем соответствующую муфту упругую со звездочкой по ГОСТ 14084-93 со следующими параметрами:

d=20 мм; угловая скорость 315 с-1, габаритные размеры: L=93 мм; D=71 мм, допускаемые смещение осей валов: радиальное ?r=0,2 мм; угловое г=1030'; осевое , допускаемый вращающий момент для передачи [T] =125 Н·м.

Условие ТР<[T] выполняется. Выбранная муфта пригодна для эксплуатации. Условное обозначение муфты:

Муфта упругая со звездочкой 125-1-20-1-У3 ГОСТ 14084-93.

8. Выбор сорта масла

Смазывание зацепления производится окунанием колес в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение конического колеса на высоту зуба.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях ун=377 МПа и скорости х=4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 41 мм2/с. Принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (по ГОСТ 17479.4) Объем заливаемого масла должен соответствовать максимальному уровню на маслоуказателе.

Размещено на Allbest.ru