Содержание
Техническое задание на проектирование…………………...………………….3
Введение…………………………………………………………………………..4
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет……………………...….6
2. Расчет зубчатых колес редуктора …………………………………………..….….7
3. Предварительный расчет валов редуктора…………………....……………..12
3.1. Ведущий вал……………….…………...………….…………………12
3.2. Ведомый вал………………..……………………..………………….12
4.Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора……………...…...13
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………...……13
6. Первый этап компоновки редуктора…...……………………………….…..14
7. Расчет цепной передачи……………………………………………………...14
8. Проверка долговечности подшипников……………………………………..17
8.1 Ведущий вал……………..……………………………………………17
8.2 Ведомый вал………………..…………………………………………19
9. Проверка прочности шпоночных соединений………………………………22
9.1 Ведущий вал……………………..……………………………………22
9.2 Ведомый вал………...…………………………...……………………22
10. Уточненный расчет валов……………………………………………….......22
10.1 Ведущий вал……………………………..………………………….22
10.2 Ведомый вал…………………………..…………………………….24
11.Выбор муфт…………………………………………………………………..26
12. Выбор сорта масла……………………………………………………….....27
13. Посадки деталей редуктора………………………………………………...27
14. Сборка редуктора……………………………………………………...……27
Список литературы………………………………………………...…………...29
Заключение……………………………………………………………………...30
Техническое задание на проектирование
Дано:
N5=42 кВт
n5=80 об/мин
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сваренного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.
Редукторы квалифицируются по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); число ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.); тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); относительно расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные).
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Общий КПД привода:
Принимаем по табл. 1.1 [1].
,
0,97…0,99-для
КПД закрытой зубчатой передачи, принимаем
для дорожно-строительных машин.
Потери на трение в опорах каждого вала учитывается множителем
0,99…0,995
принимаем
для дорожно-строительных машин.
КПД
цепной открытой передачи
,
принимаем
для дорожно-строительных машин.
Требуемая мощность электродвигателя
Поз. |
Название двигателя |
Частота вращения, мин-1 |
Скольжение S % |
1 |
4А225М2 |
nc1=3000 |
1,8 |
2 |
4А225М4 |
nc1=1500 |
1,4 |
3 |
4А250М6 |
nc1=1000 |
1,3 |
4 |
4А280S6 |
nc1=750 |
1,2 |
В таблице П1, с390,[1] по требуемой мощности электродвигателя и с учетом возможностей привода, состоящего из одноступенчатого цилиндрического редуктора и цепной передачи, для которых Uр=2...6 и UЦеп=2...6, выбираем электродвигатель 4А250М6 с параметрами: Pдв=55 кВт, nс=1000 об/мин, S=1,3 %. Имеет небольшие габариты и массу.
Номинальная частота вращения двигателя
Принимаем 987 0б/мин
Общее передаточное число привода
Принимаем 12,3
Для цилиндрического редуктора принимаем UРЕД=5 (с.36) [1].
Тогда для цепной передачи
Частоты вращения валов:
Угловые скорости валов:
Крутящие моменты на валах привода соответственно:
2. Расчет зубчатых колес редуктора
По таблице 3.3, с34,[1] принимаем для шестерни сталь 40Х Т.О. улучшенную с твердостью HB 270; для колеса сталь 45 улучшенную с твердостью HB 200.
Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9) [1].
,
где
-
предел контактной выносливости при
базовом числе циклов.
По таблице 3.2,с34,[1] для углеродистых сталей с твердостью HB<350 и термической обработкой (улучшение) =2HB+70;
-
коэффициент долговечности, при длительной
эксплуатации
=1.
[1].
Коэффициент
безопасности принимаем
[1] (с.33).
-
напряжение
для шестерни,
-
напряжение
для колеса,
Расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10,с.35,[1])
=0,45(555+423)=440
Мпа
Требуемое
условие:
≤1,23
=440≤1,23·423=520
Мпа выполнено
Межосевое расстояние по формуле (3.7,с.32,[1])
где
-
для косозубых колес;
коэффициент
принимаем предварительно по таблице
3.1,с.32,[1]: при симметричном расположении
колес относительно опор
=1,10
; принимаем для косозубых колес коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию
=0,4;
[1] (с.36)
-
крутящий момент на колесе.
Принимаем
ближайшее значение по ГОСТ 2185-66
280
мм
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
=(0,01...0,02)280=2,8...5,6
мм.
Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=3,5 мм. [1].(с.36).
Угол
наклона зубьев
Принимаем
предварительно угол наклона зубьев
Число зубьев шестерни
Принимаем
=26
Число зубьев колеса
Принимаем
=130.
Уточненное значение угла наклона зубьев
;
Определение основных размеров шестерни и колеса:
диаметры делительные
шестерни:
колеса:
Уточняем передаточное число редуктора:
;
,
что допустимо.
Диаметры вершин зубьев:
Диаметры впадин зубьев:
Ширина
колеса
,
Ширина
шестерни
=
=
.
Коэффициент
ширины шестерни по диаметру
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
При такой скорости назначаем 8-ю степень точности. (с.32) [1].
Коэффициент нагрузки
По
таблице 3.4,с39,[1] при скорости v=4,82 м/с и
8-й степени точности
1,09;
По
таблице 3.5,с39,[1] при
1,242,
твердости HB<350 и симметричном расположении
колес
1,05;
по таблице 3.6,с.40,[1] при v=4,82 м/с
1,0.
Проверка контактных напряжений по формуле(3.6,с.40,[1])
Недогруз составляет
(424-440)/440·100%=3,6%
Силы, действующие в зацеплении:
окружная
;
радиальная
;
осевая
=
=
.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.22,с41,[1])
Коэффициент
нагрузки
По
таблице 3.7,с.43,[1] при
=
1,242, твердости HB<350 и симметричном
расположении колес
=1,13.
По
таблице 3.8,с.43,[1] при 8-й степени точности
и скорости v=4,82 м/с
=1,3.
Эквивалентные числа зубьев:
у
шестерни
у
колеса
При
этом
3,85
и
3,6.
Допускаемые напряжения при изгибе по формуле (3.24,с43,[1])
где
по таблице 3.9,с44,[1]
Для
шестерни
=1,8·270=486
МПа,
для
колеса
=1,8·200=360
МПа.
Коэффициент
безопасности принимаем
.(форм.3,24)
[1].
Допускаемые напряжения:
для
шестерни
МПа
для
колеса
МПа
Находим
отношение
:
для
шестерни
для
колеса
Дальнейший расчет ведем для шестерни.
Определим
коэффициенты
и
Еа=1,5
и
8-й степени точности.
3. Предварительный расчет валов редуктора
3.1. Ведущий вал
Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении, коэффициент запаса прочности =5.
по
формуле (8.16,с.161,[1])
;
Принимаем:
;
(с.161) [1].
Диаметр
вала под подшипником
.
3.2. Ведомый вал
Диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении
коэффициент запаса прочности =5.
по формуле (8.16,с.161,[1])
Принимаем
стандартное значение
.
Диаметр под подшипником
.
Длина ступени Lст=(1,2…1,5)·dв2=(1,2…1,5)·85= 110 мм.
Диаметр
под колесом
.
4.Конструктивные размеры шестерни и колеса редуктора
Шестерню выполняем заодно с валом.
Диаметр
ступицы колеса
1,6·100=160
мм.
Длина
ступицы
120...150
мм.
Принимаем lСТ=120 мм.
Толщина
обода
=(2,5...4)·3,5=8,75...14
мм.
Принимаем
10
мм.
Толщина
диска
=0,3·112=33,6
34
мм.
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки:
Принимаем
8
мм.
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки
толшина нижнего пояса корпуса
=2,35·8=18,8
мм.
Принимаем p=20 мм.
Диаметр болтов:
фундаментных
(0,03...0,036)·280+12=20,4
мм,
принимаем болты с резьбой М20;
крепящих крышку к корпусу у подшипников
=(0,7...0,75)·20=14...15
мм,
принимаем болты с резьбой М16;
соединяющих крышку с корпусом
=(0,5...0,6)·20=10...12
мм,
принимаем болты с резьбой М12.