Суммарное число зубьев и угол наклона.

Исходные данные для проектирования

Тяговая сила цепи F_t = 3,6 кН.

Скорость движения грузовой цепи v = 0,45 м/с.

Диаметр барабана D = 500 мм.

Схема привода:

Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность на выходе.

КПД всего привода.

где h_мс = 0,98 – КПД соединительной муфты;

h_з(бс) = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи (быстроходной ступени);

h_з(тс) = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи (тихоходной ступени);

h_пк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения ;

Требуемая мощность электродвигателя.

1.4 Частота вращения приводного вала.

Тогда частота =17,197 об/мин

1.5 Подбор электродвигателя.

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 100L6 с синхронной частотой вращения n_c = 945 об/мин., для которого номинальная мощность Р_дв = 2,2 кВт, асинхронная частота вращения n_дв = 1000 об/мин.

Передаточное число привода.

u=n_дв / n = u_р× u_цп,

u=945/17,197=54,95

где частные передаточные отношения отдельных передач

u_р – передаточное отношение редуктора.

n_в – частота вращения выходного вала:

В итоге u=54,95

Разбивка передаточного числа редуктора по ступеням.

Для двухступенчатого соосного редуктора.

Передаточное число быстроходной ступени:

u_б= u_р/u_т=8

Передаточное число тихоходной ступени:

u_т= 0,95Öu_р=7

Кинематический расчет.

Быстроходный вал редуктора:

- мощность P₁=P_дв×h_мс×h_пк= 2200×0,98×0,99=2134,44 Вт.

- частота вращения n₁= n_дв= 1000 об/мин.

- угловая скорость w₁­=p×n₁/30 = 104,7 c^-1.

- крутящий момент T₁=P₁/w₁=2134,44/104,7= 20,39 Н×м.

Промежуточный вал редуктора:

- мощность P₂=P₁×h_б×h_пк=2134,44×0,97×0,99= 2049,7 Вт.

- частота вращения n₂= n₁/u_б= 125 об/мин.

- угловая скорость w₂­=p×n₂/30 = 13,08 c^-1.

- крутящий момент T₂=P₂/w₂= 2049,7/13,08 =156,71 Н×м.

Тихоходный вал редуктора:

- мощность P₃=P₂×h_т×h_пк=2049,7×0,97×0,99= 1968,33 Вт.

- частота вращения n₃= n₂/u_т= 17,86 об/мин.

- угловая скорость w₃=p×n₃/30= 1,87 c^-1.

- крутящий момент T₃=P₃/w₃=1968,33/1,87 = 1052,58 Н×м.

Приводной вал:

- мощность P₄=P₃×h_мс×h_пк=1968,33×0,98×0,99= 1909,67 Вт.

- частота вращения n₄= n₃= 17,86 об/мин.

- угловая скорость w₄­=w₃= 1,87 c^-1.

- крутящий момент T₄=P₄/w₄=1909,67/1,87 = 1021,22 Н×м

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

(быстроходная ступень)

Исходные данные:

Т₂ = 156,71 Н×м — вращающий момент на колесе;

n_2Т = 125 об/мин — частота вращения колеса;

u = 8 — передаточное число;

Материалы колеса и шестерни.

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст.40Х. Применяем т.о. колеса – улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.

Механические свойства: s_T = 750 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст.40Х. Применяем т.о. шестерни – улучшение, твердость сердцевины НВ 269…302, твердость поверхности НВ 269…302.

Механические свойства: s_Т = 750 МПа.

Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[s]_H = 1,8 +67 = 571 МПа;

допускаемые напряжения на из­гиб:

[s]_F = 1,03 = 288,4 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[s]_Hmax = 2,8s_Т = 2100 МПа;

[s]_Fmax = 2,74 = 767,2 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения:

[s]_H = 1,8 +67 = 571 МПа;

допускаемые напряжения на из­гиб:

[s]_F = 1,03 = 288,4 МПа;

предельные допускаемые напряже­ния:

[s]_Hmax = 2,8s_Т = 2100 МПа;

[s]_Fmax = 2,74 = 767,2 МПа;

3.3 Межосевое расстояние:

где K_a – коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 – для косозубых колес;

y_a – коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: т.к. колеса в зацеплении расположены несимметрично относительно опор, то y_a = 0,315.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при постоянном режиме К_Hb = 1.

Эквивалентный мо­мент на колесе Т_НЕ2 = К_НдТ₂ ,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при постоянном режиме нагружения К_НЕ=1);

N_HG=( )³=23271176,38 — ба­зовое число циклов нагружений.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно эквивалентный мо­мент на колесе Т_НЕ2 = Т₂ = 156,71 Н.

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния a_w= 150 мм.

Предварительные основные размеры колеса.

- делительный диаметр:

- ширина колеса:

где y_а – коэффициент ширины колеса, y_а = 0,315.

принимаем стандартное значение b₂ = 47,25 мм.

Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для косозубых колес:K_m =5,8.

Т_FE=К_FдТ₂—эквивалентный момент на колесе,

где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=4×10⁶— базовое число циклов. При N³10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂= 156,71 Н.

Модуль принимает значение: м

Принимаем модуль передачи равным m = 0,2 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес

b_min = arcsin (3,5m/b₂);

b_min = arcsin (3,5*1/47,25)=4°15’

Суммарное число зубьев

z_S=2 a_wcosb_min /m.

z_S=2*150*0,99/1=297

Определяем действительное значение угла

b = arccos(z_Sm / 2a_w).

b = arcos(297*1/2*150)= 8°6’

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: