Редуктор цилиндрический (125426)

Посмотреть архив целиком















ПРИВОД К ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ ВАЛУ

(редуктор цилиндрический)


Содержание


Введение

1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2 Расчёт привода редуктора

3 Расчет редуктора

3.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

3.2 Геометрический расчёт редуктора

3.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность

3.4 Проверка передачи на отсутствие растрескивания

3.5 Проверка зубьев на усталостную прочность при изгибе

4 Предварительный расчет валов

5 Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений

6 Компоновка редуктора

7 Уточненный расчет валов

8 Проверка долговечности подшипников

9 Выбор смазки редуктора

10 Проверка прочности шпоночных соединений

11 Подбор и расчёт муфты

11 Список используемой литературы

  1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.


    1. Выбор электродвигателя


Требуемая мощность электродвигателя:

P=3,5 кВт.

PэдP. По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: Pэд = 4 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

nэд = nпр·uцил·uрем. Здесь uцил, uрем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

nэд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.

Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, nэд=1430 об/мин.


    1. Определение передаточных чисел привода


Общее передаточное число привода

uпр=6,8.

По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (uцил=3,5; uрем=2)

uпр ст = uцил ст·uрем ст = 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 uпр ст =7,1

Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать 4%. В данном случаи


1.3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах


Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n1 = 735 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n2 = 215 об/мин.

Крутящий момент на приводном валу

Tпр = T2

Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)

Tэд = 26,7 Н·м.

Крутящий момент на входном валу редуктора

T1 = 26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T2 = 48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м.

  1. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений


По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).

Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.

Шестерня: HRC1 = 45; в = 1500 МПа; т = 1300 Мпа.

Колесо: HВ2 = 250; в = 850 МПа; т = 550 Мпа.


    1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни


. Закалка ТВЧ

H lim b 1 = 17·+200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

SH 1 = 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

NHE 1 =

= 60·735·1500·(2,23·10-4+13·0,4+0,63·0,4+0,33·0,2) = 326·106 (эквивалентное число циклов).

m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.

NHO 1 = 30·(10)2,4 = 30·(10·45)2,4 = 70·106 (базовое число циклов).

Так как NHE1>NHO1, то KHL 1 = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.


2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса


Улучшение

H lim b 2 = 2·+70 = 2·250+70 =570 МПа.

SH 2 = 1,1.

NHE 2 = = 93·106.

NHO 2 = 30·()2,4 = 30·2502,4 = 17,1·106.

Так как NHE2>NHO2, то KHL 2 ==1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[H]р = [H]min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[H]max 2 = 2,8·Т =2,8·550 =1540 МПа.

[H]max 1 = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.


    1. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса


2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

F lim b 1 = 650 МПа.

SF1 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC1 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO1 = 4·106.

NFE1 = 60·735·1500·(2.29·10-4+0,4+0.69·0,4+0,39·0,2) = 347·106.

Так как NFE1>NFO1, то KFL1=1.

[F]1 = 371,4 МПа.


2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

F lim b 2 =1,8∙=1,8∙250=450 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[F]max = 0,6·в = 0,6·1500 = 900 МПа.

SF2 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC2 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO2 = 4·106.

NFE2 = 99·106.

Так как NFE2>NFO2, то KFL2=1.

[F]2 = 260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[F]мах1=0,6·в1=0,6·1500=900 МПа.

[F]мах2=0,8·т2=0,8·550=440 МПа.


  1. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи


    1. Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи


Межосевое расстояние

.

Ka = 490 МПа.

KH = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

ba = 0,315 (коэффициент ширины колеса).

127 мм.

По рекомендации [2, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние

а= 160 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

mn = (0,01…0,02)·а2 мм.

mn = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m2 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

.

z1 = 17.7>17.

Принимаем z1 = 18.

Число зубьев колеса

z2 = u·z1 = 3.5·18 = 63.

4. Уточняем передаточное число

uф =3.5.

Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%).

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d1 = mn ·z1 = 4·18 = 72 мм.

d2 = mn ·z2 = 4·63 = 252 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

а = 0,5·(d1+d2) = a.

а = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а= 160 мм.

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b2 = ba·a = 0,315·160 = 50,4 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения

b2 = 55 мм.

Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше

b1 = b2+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем

b1 = 60 мм.


3. 2. Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи


Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.


      1. Проверка передачи на контактную выносливость

.

ZH= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

 = 20 (угол зацепления).

ZH =1,76.

ZM = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа).

(приведенный модуль упругости).

E1 = E2 =2,1·105 МПа.

Eпр=2,1·105 МПа.

 = 0,3 (коэффициент Пуассона).

ZM =271,1 МПа.

Z = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

(коэффициент торцевого перекрытия).

a =1,7.

Z =0,9.

(окружная сила).

Ft ==1300 Н.

KH = KH·KHV (коэффициент нагрузки).

KH – коэффициент концентрации нагрузки.

K– коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от .

 K= 1,26.

При непостоянной нагрузке KH = (1-х)∙ K + х

х =10-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7

KH = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08.

Определяем KHV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V =2,8 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим

KHV = 1,22.

KH = 1,08·1,22 = 1,3.

H =318 МПа.

H = 706,8 < [H]min = 828,3 МПа.

Недогрузка передачи составляет

H =39% >[H]=(12…15)%, что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем ba=0,25. Тогда b2 =40 мм, b1 =50, K=1,14, KH = (1-0,7)1,14+0,7=1,042

KH = 1,042·1,22 = 1,27.

H =370 МПа.

H =28% >[H]=(12…15)%

Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку.


      1. Проверка передачи на изгибную выносливость

(условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).

С достаточной степенью точности можно считать, что KF = KH, а KFV = KHV.

YF (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x1 = x2 = 0)

YF1 = 4,07; YF2 = 3,61.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально.

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

F2 =26 МПа.

F2 = 26 МПа < [F]1 = 260 МПа.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

H =370 МПа, , =1540 МПа

H max =550 МПа < [H]max = 1540 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.

F max =816 < [F]max = 900 МПа.


Случайные файлы

Файл
23608-1.rtf
CBRR0987.DOC
80740.rtf
10867.rtf
8374.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.