Расчет редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематический и силовой расчет приводной установки

Выполнение проекта следует начинать с выбора электродвигателя, для чего надо определить требуемую для привода мощность.

Требуемую мощность электродвигателя находят с учетом потерь, возникающих в приводе:

редуктор тихоходный нагрузка компоновка

где - мощность на ведомом валу привода (кВт)

- коэффициент полезного действия привода.

где - коэффициент полезного действия подшипников качения (одна пара)

- коэффициент полезного действия зубчатой цилиндрической передачи

- коэффициент полезного действия муфты

Тогда требуемую мощность электродвигателя

Частота вращения вала двигателя:

Где - передаточное число тихоходной ступени редуктора

- передаточное число быстроходной ступени редуктора

Частота вращения выходного вала:

Тогда

Принимаем двигатель 4А132S4У3 ,

Уточняем передаточные числа

Передаточное число тихоходной ступени:

;

Передаточное число быстроходной ступени:

Полученные величины входят в рекомендуемый диапазон передаточных чисел для зубчатой передачи.

Мощности, на каждом валу:

кВт

кВт

кВт

Частоты вращения валов:

Угловые скорости на валах:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

Результаты расчетов сводим в таблицу 1:

Таблица 1 - Параметры привода

N вала	(кВт)	(	(рад/с)	(Н*м)
1	5,49	1445	151,24	36,29
2	5,328	311,9	32,64	163,11
3	5,17	86,94	9,1	567,75

2. Проектный и проверочный расчет ступеней привода

2.1 Проектный и проверочный расчет тихоходной ступени

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни и колеса: 45, 45Х, 40ХН и др.

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение

Базовое число циклов напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

- число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса

По табл. 1П.8 [1] для среднего нормального режима нагружения

Определяем коэффициенты долговечности и .

Так как , то

Так как , то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

 МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете прямозубой передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае =510.3 МПа.

3. Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П.11 [1] выбираем коэффициент . Для раздвоенной ступени несимметрично расположенных относительно опор при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5•0,25 (3,587+1)=0,57.

По табл. 1П.12 [1] при и для кривой II (редуктор двухступенчатый) в зависимости от принимаем коэффициент .

Приняв для косозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент , определим предварительно межосевое расстояние :

По табл. 1П.14 [1] принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

4. Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и :

=мм

Принимаем стандартное значение мм.

5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.

Для раздвоенных косозубых ступеней угол наклона зубьев рекомендуется принимать . При этом угол наклона зубьев должен быть выбран таким образом, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия т.е.:

Рассчитаем ширину венца колеса: .

Зададимся .

Число зубьев шестерни:

Принимаем .

При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:

Число зубьев колеса:

Принимаем .

Принимаем окончательное значение угла :

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Проверка: 0,5 () =

0,5 (65,88+235,29)=150 мм

Примем коэффициент зуба головки =1 и коэффициент радиального зазора =0,25. Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

=65,88+2•2 =69.88 мм

=235,29+2•2•1=239,29 мм

=65,88-2•2 (1+0,25)=60,88 мм

=235,29-2•2 (1+0,25)=230,29 мм

Ширина венца колеса

мм

Ширина венца шестерни мм = 37,5+7,5=45 мм.

Рабочая ширина венца зубчатой передачи:

Уточняем коэффициент :

Что меньше

Таблица 2 - Основные параметры зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр , мм	65,88	235,59
Диаметр окружности вершин зубьев , мм	69,88	239,29
Диаметр окружности впадин зубьев , мм	60,88	230,29
Ширина венца , мм	45	37,5

Проверочный расчет.

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Диаметр заготовки шестерни

мм = 69,88+6=75,88 мм.

Условие пригодности заготовки шестерни .

- см. табл 1П.7 [1]. Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ , что больше =75,88 мм.

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 45.

Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода

мм.

мм

Наибольшую из величин и сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм. Условие 80 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.

9. Определение степени точности.

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул

или

Тогда

По табл. 1П.15 [1] исходя из м/с для косозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.

Принимаем коэффициент для 9-ой степени точности. Коэффициент , т.к. .

МПа

МПа.

Принимаем =510,3 МПа.

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении.

Окружная сила на делительном цилиндре

При этом для шестерни и колеса

Радиальная сила

Осевая сила

 Н

12. Определение коэффициента нагрузки .

При расчете на сопротивление контактной усталости

.

Коэффициент =1,13 - для косозубых передач.

По табл. 1П.17 [1] коэффициент (зубья косые) при и .

По табл. 1П.18 [1] коэффициент 3 (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости.

Для стальных зубчатых колес коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев: .

Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

При , то

Расчетное значение контактного напряжения

Сопротивление контактной усталости обеспечивается, так как выполняется условие:

=388,8 МПа<[]=510.3 МПа.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 [1] для термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :

МПа

МПа

Для шестерни и колеса при и .

По табл. 1П.8 [1] для номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент : для шестерни и колеса при .

Для стальных зубчатых колес базовое число циклов напряжений :

.

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы часов:

,- число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.

Определяем коэффициенты долговечности и .

Для шестерни при принимаем

Для колеса при принимаем

Для шестерни и колеса примем =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:



15. Определение коэффициента нагрузки .

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент (см табл. 1П.16 [1]).

Коэффициент (см табл 1П.12 [1]).

Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи:

для косозубой передачи.

По табл. 1П.18 [1] коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.



Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Примем

Тогда расчетное напряжение изгиба :

МПа

МПа

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной перегрузке).

На основании табл. 1П.9 [1] находим максимальное контактное напряжение при перегрузке:

а) для шестерни (т.о. улучшение)

МПа;

б) для колеса (т.о. улучшение)

Где см. табл. 1П.7 [1].

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину

Тогда для рассчитываемой ступени:

18. Проверочный расчет передачи на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Ранее мы получили МПа, .

Тогда для рассчитываемой ступени:

2.2 Проектный и проверочный расчет быстроходной ступени

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес.

При вращательном моменте на валу колеса принимаем вариант термообработки I (табл. 1П.6 [1]): т.о. шестерни - улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ; т.о. колеса - улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ; марки стали для шестерни и колеса: 45, 45Х, 40ХН и др.

2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости.

Средняя твердость Н зубьев:

Предел контактной выносливости поверхности зубьев , соответствующий базовому числу циклов напряжений (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение:

МПа

МПа

Расчетный коэффициент (табл. 1П.9 [1]) для т.о. улучшение

Базовое число циклов напряжений

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы передачи часов:

- число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса

По табл. 1П.8 [1] для среднего нормального режима нагружения

Определяем коэффициенты долговечности и .

Так как , то

Так как , то

Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости:

МПа

МПа

В качестве расчетного допускаемого контактного напряжения при расчете прямозубой передачи на контактную усталость принимается минимальное напряжение из и .

В нашем случае =450 МПа.

3. Определение межосевого расстояния.

По табл. 1П.11 [1] выбираем коэффициент . Для ступени симметрично расположенных относительно опор при и принимаем расчетное значение и

Тогда коэффициент (предварительно):

=0,5•0,4 (4,63+1)=1,126.

По табл. 1П.12 [1] при и для кривой VI (редуктор двухступенчатый) в зависимости от принимаем коэффициент .

Приняв для косозубой цилиндрической передачи вспомогательный коэффициент , определим предварительно межосевое расстояние :



По табл. 1П.14 [1] принимаем по ряду Ra40 ближайшее стандартное значение мм.

4. Определение модуля передачи.

Ориентировочно при и :

=мм

Принимаем стандартное значение мм.

5. Определение угла наклона зубьев, а также чисел зубьев шестерни и колеса.

Для косозубых ступеней угол наклона зубьев рекомендуется принимать . При этом угол наклона зубьев должен быть выбран таким образом, чтобы был обеспечен коэффициент осевого перекрытия т.е.:

Рассчитаем ширину венца колеса: .

Для косозубой нераздвоенной ступени примем. Тогда

Число зубьев шестерни:

Принимаем .

При этом с целью исключения подрезания зубьев шестерни должно выполняться условие:

Число зубьев колеса:

Принимаем .

Принимаем окончательное значение угла :

6. Определение фактического передаточного числа ступени.

7. Определение основных размеров шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

Проверка: 0,5 () =

0,5 (39+180.97)=110 мм

Примем коэффициент зуба головки =1 и коэффициент радиального зазора =0,25. Тогда диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

=39+2•1.75 =42.5 мм

=180.97+2•1.75•1=184.47 мм

=39-2•1.75 (1+0,25)=34.625 мм

=180.97-2•1.75 (1+0,25)=176.595 мм

Ширина венца колеса

мм

Ширина венца шестерни мм = 44+6=50 мм.

Рабочая ширина венца зубчатой передачи:

Уточняем коэффициент :

Что меньше

Таблица 3 - Основные параметры зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Делительный диаметр , мм	39	180.97
Диаметр окружности вершин зубьев , мм	42.5	184.47
Диаметр окружности впадин зубьев , мм	34.625	176595
Ширина венца , мм	50	44

Проверочный расчет.

8. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления.

Диаметр заготовки шестерни

мм = 42.5+6=48.5 мм.

Условие пригодности заготовки шестерни .

- см. табл 1П.7 [1]. Для стали 45 при т.о. улучшение для твердости поверхности 269…302 НВ , что больше =48.5 мм.

Таким образом, для изготовления шестерни принимаем сталь 45.

Выберем материал для изготовления колеса. Для этого определим толщину заготовки диска колеса и толщину заготовки обода

мм.

мм

Наибольшую из величин и сравниваем для той же марки стали, что и для шестерни (т.е. 45) по табл. 1П.7 [1] при т.о. улучшение для твердости поверхности 235…262 НВ с мм. Условие 80 мм выполняется. Таким образом, для изготовления колеса также подходит сталь 45.

9. Определение степени точности.

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления одинакова и может быть определена по одной из двух формул

Тогда

По табл. 1П.15 [1] исходя из м/с для косозубых цилиндрических передач выбираем 9-ю степень точности, при которой допускается окружная скорость зубчатых колес до 4 м/с.

10. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости.

Принимаем коэффициент для 9-ой степени точности.

Коэффициент , т.к. .

МПа

МПа.

Принимаем =450 МПа.

11. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении.

Окружная сила на делительном цилиндре

При этом для шестерни и колеса

Радиальная сила

Осевая сила

H

12. Определение коэффициента нагрузки .

При расчете на сопротивление контактной усталости

.

Коэффициент =1,13 - для косозубых передач.

По табл. 1П.17 [1] коэффициент (зубья косые) при и .

По табл. 1П.18 [1] коэффициент 3 (при m=1,75 и степенью точности 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент



Окончательно

13. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости.

Для стальных зубчатых колес коэффициент , учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубьев:

Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, в полюсе зацепления:

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий/

При , то

Расчетное значение контактного напряжения

Сопротивление контактной усталости не обеспечивается, так как не выполняется условие:

=511,68 МПа[]=450 МПа.

Увеличим ширину венца колеса, приняв новое значение по формуле:

Необходимо уточнить следующие параметры:

[]=450 МПа на 2,4%, что допустимо.

14. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

По табл. 1П.9 [1] для термообработки улучшение предел выносливости при изгибе и коэффициент запаса :

МПа

МПа

Для шестерни и колеса при и .

По табл. 1П.8 [1] для номера типового нагружения 3 (средний нормальный) коэффициент : для шестерни и колеса при .

Для стальных зубчатых колес базовое число циклов напряжений :

.

Эквивалентное число циклов напряжений за расчетный срок службы часов:

,- число зацеплений за один оборот соответственно зуба шестерни и зуба колеса.

Определяем коэффициенты долговечности и .

Для шестерни при принимаем

Для колеса при принимаем

Для шестерни и колеса примем =1.

Тогда допускаемое напряжение изгиба:

15. Определение коэффициента нагрузки .

Коэффициент нагрузки при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

Коэффициент (см табл. 1П.16 [1]).

Коэффициент (см табл 1П.12 [1]).

Коэффициент , учитывающий влияние вида зубчатой передачи: для косозубой передачи.

По табл. 1П.18 [1] коэффициент (при m=2 и степенью точн. 9)

Тогда динамическая добавка

Коэффициент

Окончательно

16. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе.

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Примем

Тогда расчетное напряжение изгиба :

МПа

МПа

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, так как выполняются условия:

17. Проверочный расчет передачи на контактную прочность при действии пиковой нагрузки (при контактной перегрузке).

На основании табл. 1П.9 [1] находим максимальное контактное напряжение при перегрузке:

а) для шестерни (т.о. улучшение)

МПа;

б) для колеса (т.о. улучшение)

Где см. табл. 1П.7 [1].

В качестве расчетной принимаем наименьшую величину

Тогда для рассчитываемой ступени:

18. Проверочный расчет передачи на изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Ранее мы получили МПа, .

Тогда для рассчитываемой ступени:

.

3. Расчет валов

Для построения компоновочной схемы необходимо определить некоторые размеры валов.

Определяем диаметры валов редуктора

,

где - допускаемое напряжение на кручение (для валов из стали 45 МПа).

мм;

мм.

мм.

Расчетные значения каждого вала округляем до ближайшего стандартного значения ГОСТ 12080-66 и получаем d₁ = 22 мм, d₂ = 36 мм, d₃ = 50 мм.

Диаметр входного конца соединяемый с электродвигателем через муфту примем по соотношению: .

Примем d₁ = 32 мм

Диаметры остальных участков валов назначают из конструктивных соображений.

Для быстроходного вала: диаметр входного вала d₁ = 32 мм; диаметр вала под уплотнением мм.; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под шестерней мм.

Для промежуточного вала: диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под уплотнением мм; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под колесом и шестернями мм

Для тихоходного вала: диаметр выходного конца вала мм; диаметр вала под уплотнением мм; диаметр вала под подшипниками мм; диаметр вала под колесом мм.

Предварительно намечаем для валов редуктора роликовые конические однорядные подшипники средней серии по ТУ 37.006.162-89:

1. 7208:; грузоподъемность динамическая =46.5; статическая =32,5; б=11…16.

2. 7209:; грузоподъемность динамическая =50; статическая =33; б=11…16.

3. 7212:; грузоподъемность динамическая =78; статическая =58; б=11…16.

4. Эскизная компоновка

Размеры, необходимые для выполнения компоновки

Наименование	Размеры, мм
Толщина стенки основания корпуса
Толщина стенки крышки корпуса
Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора: - до боковой поверхности вращающейся части - до боковой поверхности подшипника качения	д = 9 мм мм
Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на: - одном валу - на разных валах	мм
Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени и валом другой ступени (min)
Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев: - до внутренней поверхности стенки редуктора - до внутренней нижней поверхности стенки корпуса
Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора
Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром по табл. 5.1.1 [2] k=33
Толщина фланца боковой крышки (табл. 11.1.1 [2])
Высота головки болта
Толщина фланца втулки
Толщина стакана (табл. 11.11.1 [2])
Длина цилиндрической части крышки
Расстояние между боковыми поверхностями подшипников, монтируемых парами

Литература

1. Санюкевич С.В. Детали машин. Курсовое проектирование. Учебное пособие - 2-е изд. испр. и доп..-Брест: БГТУ, 2004.

2. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование. Мн.: УП «Технопринт», 2001.

3. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: Машиностроение, 1979.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998.

Размещено на Allbest.ru