"Расчет зубчатой передачи"

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,или коническо- 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
[pic] 5%,
[pic]

2. Кинематический расчет привода
2.1. Определяем общий КПД привода

[pic](=(1*(2*(33*(4
Согласно таблице 5 (1) имеем
(1=0,93 - КПД прямозубой цилиндрической передачи;
(2=0,9 - КПД конической передачи;
(3=0,98 - КПД подшипников качения;
(4=0,98 - КПД муфты

( = 0,93 * 0,983 * 0,9 * 0,98 = 0,77

2.2. Определяем номинальную мощность двигателя

Nдв=N3/(=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 = iном/n3 = 1500/155 = 9,78
2.5. Так как наш механизм состоит из закрытой цилиндрической передачи и открытой конической передачи, то разбиваем передаточное число 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

[pic] где [pic] - допускаемое отклонение скорости по заданию.

2.8. Допускаемая частота вращения выходного вала с учетом отклонений

[pic]

[pic]

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

[pic]

Таким образом, частота вращения выходного вала находится в пределах допустимой.

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

[pic]

[pic]

2.11 Аналогично определяем мощность, передаваемую валами

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

[pic]
3. Определение геометрических 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

[pic] где Ka - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач равен 43;
[pic] - коэффициент ширины венца шестерни расположенной симметрично относительно опор, по таблице 9(3) равен 0,4; i1[pic] - передаточное число;
T2 - вращающий момент на тихоходном валу;

Поделитесь этой записью или добавьте в закладки