Размещено на http://www.allbest.ru/

Оглавление

• 1. Срок службы привода редуктора
• 2. Выбор двигателя
• 2.1 Определение номинальной мощности двигателя
• 2.2 Определение передаточных чисел
• 2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода
• 3. Выбор материала зубчатых передач
• 3.1 Выбор материала
• 3.2 Определение допускаемых контактных напряжений
• 3.3 Определение допускаемого напряжения изгиба
• 4. Расчет зубчатых передач редуктора
• 4.1 Критерий технического уровня редуктора
• 4.2 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи
• 4.3 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи
• 5. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи
• 5.1 Выбор материала
• 5.2 Определение допускаемых контактных напряжений
• 5.3 Определение допускаемого напряжения изгиба
• 5.4 Критерий технического уровня редуктора
• 5.5 Проектный расчет открытой зубчатой передачи
• 5.6 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи
• 6. Нагрузка валов редуктора
• 6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач
• 6.2 Определение консольных сил
• 7. Разработка чертежа общего вида редуктора
• 7.1 Выбор материала валов
• 7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
• 7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов
• 7.4 Предварительный выбор подшипников качения
• 8. Расчетная схема валов редуктора
• 8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу
• 8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу
• 9. Проверочный расчет подшипников
• 9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки
• 10. Проверочный расчет шпонок
• 10.1 Расчет шпонки колеса
• 10.2 Расчет шпонки быстроходного вала
• 10.3 Расчет шпонки тихоходного вала
• 11. Технический уровень редуктора
• Список литературы
• 

1. Срок службы привода редуктора

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяем по формуле:

L_h=365·L_г·K_г·t_c·K_c·K_П, где [1, с.36]

L_г - срок службы привода, ч;

К_г=20·12/365=0,657 - коэффициент годового использования;

t_c - продолжительность смены, t_c=8ч;

K_c=6/8=0,75 - коэффициент сменного использования;

K_П - коэффициент простоя (15%) - 0,85.

L_h=365·4·0,657·8·0,75·0,85= 4872 часов



2. Выбор двигателя

2.1 Определение номинальной мощности двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины P_рм, кВт:

P_рм=F·v,

P_рм=2*2 =4 кВт, где

F - тяговая сила цепи, кН;

v - скорость моста, м/с.

Определяем общее КПД привода:

=_зп·_оп·³_подш·_м,

=0,96·0,94·0,99³·0,98=0,87, где

_зп - КПД закрытой передачи [1, табл. 2.2, с.40]

_{оп -} КПД открытой передачи [1, табл. 2.2, с.40]

_подш - КПД подшипников (качения, скольжения) [1, табл. 2.2, с.40]

_{м -} КПД муфты [1, табл. 2.2, с.40]

Определяем требуемую мощность двигателя Р_дв, кВт:

P_дв= P_рм/,

P_дв=4/0,87= 4,59 кВт

Определяем номинальную мощность двигателя P_ном, кВт:

P_номP_дв, поэтому

5,5кВт>4 кВт [1, табл. 2.1, с.39]

Выбор типа двигателя:

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью P_ном=5,5 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Табл. 1.

Вариант	Тип двигателя	Ном. мощность Pном, кВт	Частота вращения, об/мин
			Синхрон.	При ном.режиме
1	4АМ 132М 8У 3	5,5	750	720
2	4АМ 132S6У 3	5,5	1000	965
3	4АМ 112М 4У 3	5,5	1500	1445
4	4АМ 100L2У 3	5,5	3000	2880

2.2 Определение передаточных чисел

Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, об/мин:

n_рм=60·1000v/D·р

n_рм=60·1000·2/500·3,14=76,4 об/мин, где

v - скорость моста, м/с;

D - диаметр колеса, м.

Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности P_ном:

U₁=n_{ном 1}/n_рм; U₁=700/76,4=9,473

U₂=n_{ном 2}/n_рм; U₂=955/76,4=12,697

U₃=n_{ном 3}/n_рм; U₃=1435/76,4=19,013

U₄=n_{ном 4}/n_рм; U₄=2840/76,4=37,894

Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть U_зп=const = 4,5



Табл. 2.

Передаточное число	1	2	3	4
nном, об/мин	700	955	1435	2840
U	9,473	12,697	19,013	37,894
Uзп	4,5	4,5	4,5	4,5
Uоп=U/Uзп	2,09	2,82	4,22	8,42

Выбираем двигатель 4АМ 112М 4У 3.

Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины n_pm, об/мин:

n_pm=n_pm·/100

n_pm=76,4*5/100=3,8 об/мин

- допускаемое отклонение скорости грузовой цепи, %.

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала

рабочей машины с учетом отклонения [n_рм], об/мин:

[n_рм]=n_рм±n_pm

приняв n_pm=+1,05 об/мин:

[n_рм]=76,4 +1,05=77,45 об/мин.

Определение фактического передаточного числа привода u_ф:

u_ф=n_ном/[n_рм]

u_ф=1445/77,45=18,75

Уточним передаточное число открытой передачи в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

u_оп=u_ф/u_зп; u_оп=18,75/4,5=4,16

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

P_дв=P_дв; щ_ном=р·n_ном/30 _; n_дв=n_ном; T_дв=P_дв/щ_ном

P₁=P_дв·з_м·з_пк; щ₁=щ_ном; n₁=n_ном; T₁=T_дв·з_м·з_пк

P₂=P₁·з_зп·з_пк; щ₂=щ₁/u_зп; n₂=n₁/u_зп; T₂=T₁·з_зп·з_пк·u_зп

P_рм=P₂·з_оп·з_ск; щ_рм=щ₂/u_оп; n_рм=n₂/u_оп; T_рм=T₂·з_оп·з_пс·u_оп

Таблица 3. Силовые и кинематические параметры привода

Параметр	Вал	Дв - М - З.П. -О.П.- Р.М.
Мощность Р, Вт	Двигателя	Pдв=4597
	Быстроходный	P1=4460
	Тихоходный	P2=4195
	Рабочей машины	Pрм=3903
Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ,1/с	Двигателя	nдв=1445	щном=151,24
		Быстроходный	n1=1445	щ1=151,24
		Тихоходный	n2=321,1	щ2=33,6
		Рабочей машины	nрм=77,18	щрм=8,07
Вращающий момент Т,Н*м	Двигателя	Tдв=30,39
	Быстроходный	T1=29,48
	Тихоходный	T2=126,0
	Рабочей машины	Tрм=487,7



3. Выбор материала зубчатых передач

3.1 Выбор материала

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

По табл. 3.1. [1, с.49] определяем марку стали:

· для шестерни - сталь 40Х: твердость 45…50 НRС_э

· для колеса - сталь 40Х: твердость 269…302 НВ

Термообработка для обеих сталей - улучшение.

НВ_ср= НВ_min+ НВ_max/2

НRС_{э 1ср}=(45+50)/2=47,5

НВ_{ср 2}=(235+262)/2=248,5

По графику (1, рис. 3.1) находим НВ_{ср 1}=457

Механические характеристики стали. [1, табл. 3.2, с.50]

Для шестерни б_в=900 Н/мм ^2, б_-1=410 Н/мм ²

Для колеса б_в=900 Н/мм ², б_-1=410 Н/мм ²

Предельные размеры [1, табл. 3.2, с.50]

Заготовка шестерни D_пред=125 мм

Заготовка колеса S_пред=80 мм

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.



N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); N_HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N=573·щ·L_h.

Здесь щ - угловая скорость соответствующего вала, 1/с;

L_h - срок службы привода, ч.

N_H01=68·10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни [1, табл.3.3, с.51];

N_H02=16,5·10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса [1, табл.3.3, с.51];

N=573·щ·L_h;

N₁=573·151,24·4892=423,94·10⁶

N₂=573·33,6·4892=94,18·10⁶

Так как N₁>N_НО1 и N₂>N_НО2, то коэффициенты долговечности K_НL1=K_НL2=1.

Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_HO1=14·HRСсрэ+170=14·47,5+170=835 [1, табл. 3.1, с.49]

[б]_HO2=1,8НВ_{ср 2} +67=1,8·248,5+67=514,3 Н/мм ²

[б]_H1=К_HL1[б]_{НО 1}=1·835=835 Н/мм ²

[б]_H2=K_HL2·[б]_HO2=1·514,3=514,3 Н/мм ²

3.3 Определение допускаемого напряжения изгиба

[б]_F, Н/мм ^2, N_F0=4·10⁶

Т. к. N₁>N_FO и N₂>N_FO, то коэффициенты долговечности K_FL1=K_FL2=1.

[б]_F=K_FL· [б]_FO,

[б]_FO1=310 Н/мм ² при m<3мм [1, табл. 3.1, с.49]

[б]_FO2 =1,03*HB_{ср 2}=1,03*248,5=255,95 Н/мм ²

[б]_F1= K_FL1· [б]_FO1=1*310=310 Н/мм ²

[б]_F2= K_FL2· [б]_FO2=1*255,95=255,95 Н/мм ²

Так как передача реверсивная, то [б]_F уменьшаем на 25%

[б]_F1=310*0,75=232,5 Н/мм ²; [б]_F2=255,95*0,75=191,96 Н/мм ²

Таблица 4. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HRCэ 1ср	бв	б-1	[б]H	[б]F
		Sпред		НВср 2	Н/мм 2
Шестерня Колесо	40Х 40Х	125 80	У+ТВЧ У	47,5 248,5	900 900	410 410	835 514,3	232,5 191,96



4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Критерий технического уровня редуктора

г=m/T₂?10…20%

m=(0,1…0,2)T₂

m=(0,1…0,2)·126=12,6…25,2 кг

4.2 Проектный расчет закрытой зубчатой передачи

Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм.

K_б - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи - 49,5;

ш_б=b₂/б_w - коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ш_б=0,32;

u - передаточное число редуктора u=4,5;

T₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]_H - допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

K_HЯ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_HЯ = 1.

Определяем модуль зацепления m, мм.

m?(2·K_m·T₂·10³)/(d₂·b₂·[б]_f)

K_m - вспомогательный коэффициент - 6,8



d₂ =2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса;

d₂ =2·114·4,5/(4,5+1)= 186 мм

b₂= ш_aa_w - ширина венца колеса;

b₂=0,32·114=36,5 мм

[б]_F - допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m?2·6,8·126·10³/186·36,5·191,96=1,314 Н·м

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Z_?=Z₁+Z₂=2a_w/m

Z_?=2·114/1,314=173

Определяем число зубьев шестерни:

Z₁= Z_?/1+u

Z₁=173/1+4,5=31

Определяем число зубьев колеса:

Z₂=Z_?-Z₁

Z₂=173-31=142

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение ?u от заданного u:

u_ф= z₂/z₁; ?u=|u_ф-u|/u·100



u_ф=142/31=4,58 ?u=|4,5,8-4,5|/4,5·100=1,7%

Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w=(Z₁+Z₂)m/2

a_w=(31+142)1,314/2=113,6 мм

Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

d₁=m·Z_{1 ;} d₂=m·Z_{2 -} делительный диаметр

d_a1=d₁+2m ; d_a2=d₂+2m - диаметр вершин зубьев

d_f1=d₁-2,4m ; d_f2=d₂-2,4m - диаметр впадин зубьев

b₁==b₂+2 ; b₂= ш_a·a_{w -} ширина венца

Табл. 5.

Параметр	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм Диаметр вершин зубьев, мм Диаметр впадин зубьев, мм Ширина венца, мм	d2=186,5 da2=188,6 df2=182,9 b2=36,5	d1=40,5 da1=42,6 df1=36,9 b1=38,5

4.3 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

редуктор двигатель мощность кинематический

Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+ d₂)/2

a_w=(40+186)/2=114 мм

Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг?D_пред S_заг? S_пред



D_заг=d_a1+6 мм S_заг= b₂+4 мм

48,6<125 42,5<80

Проверяем контактные напряжения б_H, Н/мм ²

K - вспомогательный коэффициент, K=436;

F_t=2*T₂*10³/d₂ - окружная сила зацепления;

F_t=2·126·10³/186=1354,83 Н

K_H=1 для прямозубых передач;

K_H=1 для прямозубых передач;

K_H=1,16 коэффициент динамической нагрузки [ 2, табл. 4.3, с.64-65]

v= щ_2*d₂/(2·10³)=33,6·186/2·10³=3,12 м/с

По табл. 4.2[2, с. 64] степень точности 8.

0,9·720<720<1,05·835

648,2<720<877

Недогруз 9,4% - допускается 10%.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2, Н/мм ²

б_F2=Y_F2·Y_Я(F₁/b₂m)K_Fб·K_Fв·K_Fv?[б]_F2

б_F1= б_F2·Y_F1/Y_F2?[б]_F1



m - модуль зацепления, m=1,314 мм;

b₂ - ширина зубчатого венца колеса, b₂=36,5 мм;

F₁ - окружная сила зацепления;

K_F- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_F=1;

K_F- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_F=1;

K_F- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_F=1,38[1, табл. 4.3, с.62]

Y _F1=3,79, Y _F2=3,61- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [1, табл. 4.4, с.64];

Y- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1

б_F2 =3,61·1(1354,83/36,5*1,314) *1*1*1,38= 149,68Н/мм ²

б_F2 =149,68<191,96 Н/мм ²

б_F1=149,68·3,79/3,61=157,14 Н/мм ²

б_F1=157,14<232,5Н/мм ²

Таблица 6.

Проектный расчет
Параметр	Значение
межосевое расстояние aw, мм	114
модуль зацепления, m	1,314
ширина зубчатого венца: шестерни b1, мм колеса b2, мм	38,5 36,5
число зубьев: шестерни z1 колеса z2	31 142
диаметр делительной окружности: шестерни d1, мм Колеса d2, мм	40,5 186,5
диаметр окружности вершин: шестерни da1, мм колеса da2, мм	42,6 188,6
диаметр окружности впадин шестерни df1, мм колеса df2, мм	36,9 182,9
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения б, Н/мм 2	835	720	9,4 % недогруз
Напряжения изгиба, Н/мм 2	бF1	235,5	157,14	27 % недогруз
	бF2	191,96	149,68	22 % недогруз



5. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи

5.1 Выбор материала

Выбор твердости, термообработки и материала колес.

По табл. 3.1. [1, с.49]определяем марку стали:

· для шестерни - сталь 35: твердость 163…192 НВ

· для колеса - сталь 40Л: твердость 147НВ

Термообработка для стали 40 - улучшение, 35Л - нормализация.

НВ_ср= НВ_min+ НВ_max/2

НВ_{ср 1}=(163+192)/2=177,5

НВ_{ср 2}=(147+147)/2=147

НВ_{ср 1}-НВ_{ср 2}=177,5-147=30,5 20<30,5<50

Механические характеристики стали. [1, табл. 3.2, с.50]

Для шестерни б_в=550 Н/мм ²

б_-1=235 Н/мм ²

Для колеса б_в=520 Н/мм ²

б_-1=225 Н/мм ²

Предельные размеры [1, табл. 3.2, с.50]

Заготовка шестерни D_пред любой

Заготовка колеса S_пред любая.

5.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.



N - число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);

N_HO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

N=573·щ·L_h.

Здесь щ - угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h - срок службы привода, ч.

N_H01=10·10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни [1, табл.3.3, с.51];

N_H02=10·10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса [1, табл.3.3, с.51];

N=573·щ·L_h;

N₁=573·151,24·4892=423,94·10⁶

N₂=573·33,6·4892=94,184·10⁶

Так как N₁>N_НО1 и N₂>N_НО2, то коэффициенты долговечности K_НL1=K_НL2=1.

Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_H=K_HL·[б]_HO, [б]_HO=1,8·HB_ср+67 [1, табл. 3.1, с.49]

[б]_H1=[б]_HO1=1,8·177,5+67=386,5 Н/мм ²

[б]_H2=[б]_HO2=1,8·147+67=331,6 Н/мм ²



5.3 Определение допускаемого напряжения изгиба

N_F0=4·10⁶

Т. к. N₁>N_FO и N₂>N_FO, то коэффициенты долговечности K_FL1=K_FL2=1.

=1

[б]_F=K_FL·[б]_FO, [б]_FO=1,03·HB_ср [1, табл. 3.1, с.49]

[б]_F1=[б]_FO1=1,03·177,5=182,82 Н/мм ²

[б]_F2=[б]_FO2=1,03·147=151,41 Н/мм ²

Таблица 7. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	НВср 1	бв	б-1	[б]H	[б]F
		Sпред		Н/мм 2
Шестерня Колесо	35 40Л	любые	Н Н	177 147	550 520	235 225	386,5 331,6	182,82 151,41

5.4 Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂?10…20%

m =(0,1…0,2)T₂

m =(0,1…0,2)·126=12,6…25,2 кг

5.5 Проектный расчет открытой зубчатой передачи

Определяем главный параметр - межосевое расстояние a_w, мм.



K_б - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи - 49,5;

ш_б=b₂/б_w - коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ш_б=0,32;

u - передаточное число редуктора u=4,5;

T₂ - вращающий момент на валу рабочей машины;

[б]_H - допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

K_HЯ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_HЯ = 1.

Определяем модуль зацепления m, мм.

m?2·K_m·T₂·10³/d₂·b₂·[б]_f

K_m - вспомогательный коэффициент - 6,8;

d₂ =2a_wu/(u+1) - делительный диаметр колеса;

d₂ =2·152,4·4,5/(4,5+1)=249,4 мм

b₂= ш_aa_w - ширина венца колеса;

b₂=0,32·152,4=48,7 мм

[б]_F - допускаемое напряжение изгиба материала с менее прочным зубом.

m?2·6,8·126·10³/249,4·48,7·151,46=0,92

Т. к. в открытой передаче модуль зацепления на 30% больше, то

m_оп=1,3·m=1,3*0,92=1,2

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:



Z_?=Z₁+Z₂=2a_w/m

Z_?=2·152,4/1,2=254

Определяем число зубьев шестерни:

Z₁=Z_?/1+u

Z₁=254/1+4,5=46

Определяем число зубьев колеса:

Z₂=Z_?-Z₁

Z₂=254-46=208

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение ?u от заданного u:

u_ф= z₂/z₁; ?u=|u_ф-u|/u·100

u_ф=208/46=4,52, ?u=|4,52-4,5|/4,5·100=0,4%

Определяем фактическое межосевое расстояние:

a_w=(Z₁+Z₂)·m/2

a_w=(46+208)·0,92/2=151,8 мм

Определяем основные геометрические параметры передачи, мм.

d₁=m·Z_1; d₂=m·Z₂ - делительный диаметр

d_a1=d₁+2m; d_a2=d₂+2m - диаметр вершин зубьев

d_f1=d₁-2,4m; d_f2=d₂-2,4m - диаметр впадин зубьев

b₁=b₂+2; b₂=ш_a·a_w - ширина венца

Табл. 8.

Параметр	Колесо	Шестерня
Делительный диаметр, мм Диаметр вершин зубьев, мм Диаметр впадин зубьев, мм Ширина венца, мм	d2=191,4 da2=193,2 df2=189,2 b2=48,7	d1=42,3 da1=44,1 df1=40,1 b1=50,7

5.6 Проверочный расчет закрытой зубчатой передачи

Проверяем межосевое расстояние:

a_w=(d₁+d₂)/2

a_w=(42,3+191,4)/2=152 мм

Проверяем пригодность заготовок колес:

D_заг?D_пред S_заг? S_пред

D_заг=d_a1+6 мм S_заг=b₂+4 мм

50,1<125 54,7<80

Проверяем контактные напряжения б_H, Н/мм ²

K - вспомогательный коэффициент, K =436;

F_t=2·T₂·10³/d₂ - окружная сила зацепления;

F_t=2·126·10³/191,4=1316,61 Н

K_H=1 для прямозубых передач;

K_H=1 для прямозубых передач;

K_H=1.06 коэффициент динамической нагрузки [1, табл. 4.3, с.62]

v=щ₂·d₂/(2·10³)=33,6·191,4/2·10³=3,21 м/с

По табл. 4.2[1, с. 62] степень точности 9.

396>386

Перегруз составил 2,5%, что 2,5%?5,0%

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни б_F1 и колеса б_F2, Н/мм ²

б_F2=Y_F2·Y_Я(F_t/b₂·m)·K_Fб·K_Fв·K_Fv? [б]_F2

б_F1= б_F2·Y_F1/Y_F2?[б]_F1

m - модуль зацепления, m=0,92мм;

b₂ - ширина зубчатого венца колеса, b₂=48,7 мм;

F₁ - окружная сила зацепления;

K_F- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_F=1;

K_F- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, K_F=1;

K_F- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_F=1,13[1, табл. 4.3, с.62]

Y _F1=3,66, Y _F2=3,63 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в зависимости от числа зубьев шестерни z₁ и колеса z₂ [1, табл. 4.4, с.64];

Y- коэффициент учитывающий наклон зубьев=1

б_F2 =3,63·1· (1316,61/48,7·0,92) ·1,13=120,5 Н/мм ²

б_F2 =120,5<151,41 Н/мм ²

б_F1=120,5·3,66/3,63=121,8 Н/мм ²

б_F1=121,8<182,82 Н/мм ²

Таблица 9.

Проектный расчет
Параметр	Значение
межосевое расстояние aw, мм	152,4
модуль зацепления, m	0,92
ширина зубчатого венца: шестерни b1, мм колеса b2, мм	50,7 48,7
число зубьев: шестерни z1 колеса z2	46 208
диаметр делительной окружности: шестерни d1, мм Колеса d2, мм	42,3 191,4
диаметр окружности вершин: шестерни da1, мм колеса da2, мм	44,1 193,2
диаметр окружности впадин шестерни df1, мм колеса df2, мм	40,1 189,2
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения б, Н/мм 2	386	396	2,5 % перегруз
Напряжения изгиба, Н/мм 2	бF1	182,82	121,8	33 % недогруз
	бF2	151,41	120,5	20,5 % недогруз



6. Нагрузка валов редуктора

6.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

[1, табл. 6.1, с. 97] б=20 ^o в=0 ^o

Окружная

F_t1=F_t2=2·T₂·10³/d₂ F_t1=F_t2=2·126·10³/186,5=1351,2 Н

Радиальная

F_r1=F_r2=F_t2·tgб/cosв F_r1=F_r2=1351,2·0,36/1=486,4 Н

Осевая

F_a1=F_a2=F_t2tg в=0

6.2 Определение консольных сил

Окружная

F_t1=F_t2=2·T₂·10³/d₂=2·126·10³/191,4=1316,6 Н

Радиальная

F_r1=F_r2=F_t2·tgб=959,34·0,36=473,9 Н

Осевая

F_a1=F_a2=0

Муфта на быстроходном валу

Силовая схема нагружения валов редуктора (см. приложение)



7. Разработка чертежа общего вида редуктора

7.1 Выбор материала валов

Марка стали: 45

Термообработка: Улучшение

б_В=890 Н/мм ²

б_Т=650 Н/мм ²

б_-1=380 Н/мм ²

7.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Принимаем []_к=10…20 Н/мм ²; причем меньшие значения []_к - для быстроходных валов, большие []_к - для тихоходных.

[]_{к 1}= 12 Н/мм ² - для быстроходного вала;

[]_{к 2}= 20 Н/мм ² - для тихоходного вала

7.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

Для быстроходного вала

а) 1-я ступень под муфту

d₁=(0,8…1,2)d_1(дв)

где: d_1(дв) - диаметр выходного конца вала ротора двигателя d_1(дв)=32 мм [1, табл. К 10, с.385]

d₁=(0,8…1,2)·32=25,6…38,4 мм d₁=32 мм

l₁=(1,0…1,5)·d₁=32…48=40 мм

б) 2-я ступень под подшипник



d₂=d₁+2t

где: t - высота буртика t=2,5 мм

d₂=32+2·2,5=37 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. К 27, с. 410-411] d₂=35 мм

l₂=1,5·d₂=1,5·35=52,5 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13.15, с. 312] l₂=53 мм.

в) 3-я ступень под шестерню

d₃=d₂+3,2·r

где: r - координаты фаски подшипника, r=2,5 мм

d₃=35+3,2·2,5= 43мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13.15, с. 312] d₃=42 мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень под подшипник

d₄=d₂=35 мм

l₄=B+c=17+1=18 мм

[1, табл. К 27, с. 410-411]

Для тихоходного вала

а) 1-я ступень под элемент открытой передачи



где: М_К - крутящий момент на валу М_К=Т ₂=126 Н?м; [ф]_К=20 Н/мм 2

= 32 мм

l₁=(1,0…1,5)d₁=32…48=40 мм

б) 2-я ступень под подшипник

d₂=d₁+2·t t=2,5 мм

d₂=32+2·2,5=37

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. К 27, с. 410-411] d₂= 35 мм

l₂=1.25d₂=1.25·35=43,75=42 мм

в) 3-я ступень под шестерню

d₃=d₂+3.2·r

где: r - координаты фаски подшипника r =2,5 мм

d₃=35+3.2·2,5=43=42 мм

l₃ - графически

г) 4-я ступень под подшипник

d₄=d₂=35 мм

l₄=B+с=21+1=22 мм

[1, табл. К 27, с. 410-411]

д) 5-я ступень упорная

d₅=d₃+3·f

d₅=42+3·1,6=46,8 мм

Округляю до ближайшего стандартного значения из ряда Ra40 [1, табл. 13.15, с. 312] d₅=48 мм

l₅ - графически

7.4 Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипник легкой серии 207

Для тихоходного вала выбираем подшипник средней серии 307

Подшипники радиальные шариковые однорядные. Устанавливаются враспор.

Табл. 10. [1, табл. К 27, с. 410-411]

Обозначение	d	D	B	r	Cr	C0r
207	35	72	17	2	25,5	13,7
307	35	80	21	2,5	33,2	18,0

Табл. 11.

Ступень вала и ее параметры d, l	Вал-шестерня	Вал колеса
1-я под элемент открытой передачи или полумуфту	d1	32	32
	l1	40	40
2-я под уплотнение крышки с отверстием и подшипник	d2	35	35
	l2	53	42
3-я под шестерню, колесо	d3	42	42
	l3	Графически	Графически
4-я под подшипник	d4	35	35
	l4	18	22
5-я упорная или под резьбу	d5	-	48
	l5	-	Графически



8. Расчетная схема валов редуктора

8.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на быстроходном валу

Дано: F_t1=1351,2 H; F_r1=486,4 H; F_м=837,2 H; d₁=0,032 м; l_Б=0,04 м; l_М=0,04 м.

Расчет в вертикальной плоскости:

а) Определяю опорные реакции подшипников:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н•м.

Расчет в горизонтальной плоскости:

а) Определяю опорные реакции подшипников:



Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н•м.

Определяю крутящий момент на валу.

Определяю суммарные реакции опор подшипников.

Определяю суммарные изгибающие моменты.



8.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов на тихоходном валу

Дано: F_t2=1351,2 H; F_r2=486,4 H; F_t1оп =1206,4 H; F_r1оп=419,3 H; d₂=0,119 м; l_t=0,072 м; l_оп=0,035 м.

Расчет в вертикальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.

Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н•м.

Расчет в горизонтальной плоскости.

а) Определяю опорные реакции подшипников.



Проверка:

б) Определяю значения изгибающих моментов по участкам, Н•м.

Определяю крутящий момент на валу.

Определяю суммарные реакции опор подшипников.



Определяю суммарные изгибающие моменты.



9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Определение эквивалентной динамической нагрузки

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.

Осевая нагрузка подшипника:

,тогда

, где [ 1, табл. 9.1]

V - коэффициент вращения, V=1; [1, табл. 9.1, с.129-130]

R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=1416 Н;

К_б - коэффициент безопасности, К_б=1; [1, табл. 9.4, с.133]

К_Т - температурный коэффициент, К_Т=1. [1, табл. 9.5, с.135]

и , где

m - показатель степени, m =3 для шариковых подшипников; [10, с.140]

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, n=1445 об/мин;

L_h - требуемая долговечность, L_h =4872 ч;

а₁ - коэффициент надёжности, а ₁=1 при безотказной работе подшипников г=90%;

а₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества эксплуатации, а₂₃=0,7…0,8 для шариковых подшипников при обычных условиях работы.

Условие выполняется.

Условие выполняется.

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника тихоходного вала.

Осевая нагрузка подшипника:

,тогда

, где [10, табл. 9.1, с.141-142]

V - коэффициент вращения, V=1; [10, табл. 9.1, с.141-142]

R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=3803 Н;

К_б - коэффициент безопасности, К_б=1; [10, табл. 9.4, с.145]

К_Т - температурный коэффициент, К_Т=1. [1, табл. 9.5, с. 147]

и , где

m - показатель степени, m=3 для шариковых подшипников; [10, с.140]

n - частота вращения внутреннего кольца подшипника быстроходного вала, n=357,5 об/мин;

L_h - требуемая долговечность, L_h =3700 ч;

а₁ - коэффициент надёжности, а ₁=1 при безотказной работе подшипников г=90%;

а₂₃ - коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника и качества эксплуатации, а ₂₃=0,7…0,8 для шариковых подшипников при обычных условиях работы.

Условие выполняется.

Условие выполняется.

Табл. 12.

Вал	Подшипник	Размеры	Динамическая грузоподъемность, Н	Долговечность, ч
	Принят предварительно	Принят окончательно		Cгp	Сг	L10h	Lh
Б	207	207	35/72/17	11696	29100	71391	4872
Т	307	307	35/80/21	19715	25500	10541	4872



10. Проверочный расчет шпонок

10.1 Расчет шпонки колеса

где F_t - окружная сила, F_t =1354 Н;

А_СМ - площадь смятия

мм ²

[]_СМ - допускаемое напряжение на смятие при ударной нагрузке

[]_СМ =55…80 Н/мм ²

Условие выполняется.

10.2 Расчет шпонки быстроходного вала

Условие выполняется. 8Ч7Ч32 ГОСТ 23360-78

10.3 Расчет шпонки тихоходного вала

Условие выполняется. 8Ч7Ч36 ГОСТ 23360-78

11. Технический уровень редуктора

Условный объем редуктора

V = LBH = 175*190*243 = 8,07•10⁶ мм ³

L = 175 мм - длина редуктора;

В = 190 мм - ширина редуктора;

Н = 243 мм - высота редуктора.

Масса редуктора

m = цсV?10^-9 = 0,5•7300•8,07•10⁶•10^-9 = 29,45 кг

где ц = 0,5 - коэффициент заполнения редуктора

с = 7300 кг/м³ - плотность чугуна.

Критерий технического уровня редуктора

г = m/T₂ = 29,45/126 = 0,23

Для того чтобы критерий технического уровня редуктора был в пределах нормы, необходимо снизить массу редуктора, за счет подбора материала изготовления корпуса редуктора.

Снижение массы редуктора будет достигнуто за счет использования в качестве материала для изготовления его корпуса дюралюминия, т.к. плотность этого материала намного ниже плотности чугуна.

Таким образом, при плотности с = 2710 кг/м 3 дюралюминия получим:

с = 2710 кг/м³

m = цсV?10^-9 = 0,5•2710•8,07•10⁶•10^-9 = 10,89 кг

г = m/T₂ = 10,89/126 = 0,08

Список литературы

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов - М.: Высш.шк., 1991- 432 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.1 - М.: Машиностроение, 2001. - 920 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.2 - М.: Машиностроение, 2001. - 912 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. Т.3 - М.: Машиностроение, 2001. - 934 с.

Размещено на Allbest.ru