- •«Томский государственный архитектурно- строительный университет» Кафедра прикладной механики
- •Введение
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
- •3.1. Проектный расчёт
- •3.2. Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •3.3. Проверка зубьев передачи на изгиб
- •4. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •4.1. Проектный расчёт
- •4.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •4.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
- •5. Расчёт 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •5.1. Проектный расчёт
- •5.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям
- •5.3 Проверка зубьев передачи на изгиб
- •6 Предварительный расчёт валов
- •7.2 Шестерня выходного вала
- •7.3 Шестерня 3-го промежуточного вала
- •7.4 Шестерня 2-го промежуточного вала
- •7.5 Входной шкив
- •8 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •9 Расчёт реакций в опорах
- •12 Уточненный расчёт валов
- •12.1 Расчёт 1-го вала
- •13 Выбор сорта масла
- •14 Технология сборки редуктора
- •15 Заключение
- •16 Список использованной литературы
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:
- для цепной передачи: 1= 0,93
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 2= 0,97
- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: 3= 0,97
Общий КПД привода будет:
= 1x…xnxподш.3xмуфты= 0,98x0,97x0,97x0,97 x0,993x0,982= 0,8677
где подш.= 0,99 – КПД одного подшипника.
муфты= 0,98 – КПД муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
вых.= == 3,05 с-1.
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб.= == 4,056 кВт
Требуемые обороты двигателя:
об/мин.
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.= 4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.= 1410об/мин, угловая скорость:
двиг.= == 147.58рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
Uобщ=48,34
Так как редуктор не имеет цепного или ременного привода:
U(ред.)=
Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже:
Вал 1-й |
nб=nдвиг= 1410 об./мин. |
Вал 2-й |
nпб= == 334,28 об./мин. |
Вал 3-й |
nпт= == 92,598 об./мин. |
Вал 4-й |
29,148 об/мин 29,148 об/мин.
|
Вращающие моменты на валах:
Tвых== 1152 Нxм.
T4=1187 Нxм.
T3 = = 385 Нxм.
T2=110 Нxм.
T1=26,9 Нxм.
27,45 Нxм.
3. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
3.1. Проектный расчёт
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):
- для шестерни : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 285.5
- для колеса : сталь : 45
термическая обработка : улучшение
твердость : HB 248.5
Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:
[]H= ,
По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :
H lim b= 2xHB + 70 .
H lim(шестерня)= 2x230 + 70 = 582.73 Мпа;
H lim(колесо)= 2x210 + 70 = 515.45 Мпа;
SH– коэффициент безопасности SH= 1,1; ZN– коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
ZN= ,
где NHG– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:
NHG= 30xHBср2.412x107
NHG(шест.)= 30x2302.4=2.3·107
NHG(кол.)= 30x2102.4= 1.7·107
NHE=HxNк– эквивалентное число циклов.
Nк= 60xnxcxt
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест.= 709,36 об./мин.; nкол.= 177,34 об./мин.
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
t= 365xLгxCxtcxkгxkс– продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6,2 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85 – коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
t= 365x6,2x0.85x24x0,6 = 25390 ч.
Gринимаем ZN(шест.)= 1
ZN(кол.)= 1
ZR= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.
Zv– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv= 1…1,15 .
Предварительное значение межосевого расстояния:
a' = Kx(U + 1)x
где К – коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:
a' = 10x(3,17 + 1)x= 206,5 мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв.= == 0,5 м/с.
По найденной скорости получим Zv:
Zv= 0.85xVпредв.0.1= 0.85x1.320.1=0.87
Принимаем Zv= 1.
Допустимые контактные напряжения:
для шестерни []H1== 582.73 Мпа;
для колеса []H2== 515.45 Мпа;
Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:
[]H= []H2= 515.45Мпа.
Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:
[]F= ,
SF– коэффициент безопасности SF= 1,7; YN– коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.
YN= ,
где NFG– число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:
NFG= 4x106
NFE=FxNк– эквивалентное число циклов.
Nк= 60xnxcxt
Здесь :
- n – частота вращения, об./мин.; nшест.= 143,2 об./мин.;
- c = 1 – число колёс, находящихся в зацеплении;
t= 365xLгxCxtcxkгxkс– продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.
- Lг=6,2 г. – срок службы передачи;
- С=1 – количество смен;
- tc=24 ч. – продолжительность смены;
- kг=0,85- коэффициент годового использования;
- kс=0,6 – коэффициент суточного использования.
t= 365x6,2x1x24x0,85x0,6 = 33507 ч.
Принимаем YN(шест.)= 1
YN(кол.)= 1
YR= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.
YA– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA= 1 (стр. 16[2]).
Допустимые напряжения изгиба:
[]F1== 150,59 Мпа;
По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):
a= Kax(U + 1)x,
где Кa= 450 – для прямозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираемba= 0,4; KH– коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:
KH = KHv x KH x KH
где KHv= 1,06 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHопределяют по формуле:
KH= 1 + (KHo– 1)xKH
Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHoпредварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициентаbd:
bd= 0.5xbax(U + 1) =
0.5 x0,4x(3,17 + 1) = 0,83
По таблице 2.7[2] KHo= 1,05. KH= 0,26 – коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:
KH= 1 + (1,05 – 1)x0,26 = 1,013
Коэффициент KHопределяют по формуле:
KH= 1 + (KHo– 1)xKH
KHo– коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:
KHo= 1 + 0.06x(nст– 5) =
1 + 0.06 x(9 – 5) = 1,24
KH= 1 + (1,24 – 1)x0,26 = 1,0624
В итоге:
KH= 1,06x1,013x1,0624 = 1,14
Тогда:
a= 450x(3,17 + 1)xмм.
Принимаем ближайшее значение aпо стандартному ряду: a= 200 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2= == 304 мм.
Ширина:
b2=baxa= 0,4x200 = 80 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2= 80 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax== 5,64 мм.
Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:
mmin=
где Km= 3.4x103– для прямозубых передач; []F– наименьшее из значений []F1и []F2.
Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:
KF= KFvxKFxKF
Здесь коэффициент KFv= 1,11 – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:
KF= 0.18 + 0.82xKHo= 0.18 + 0.82x1,05 = 1,041
KF= KHo= 1,24 – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Тогда:
KF = 1,11 x 1,041 x 1,24 = 1,43
mmin= = 1,9 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2,5.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: = 0o.
Суммарное число зубьев:
Z= == 160
Число зубьев шестерни:
z1=z1min= 17 (для прямозубой передачи).
z1== 38,4
Принимаем z1= 38
Коэффициент смещения x1= 0 при z117.
Для колеса внешнего зацепления x2= -x1= 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2= Z- z1= 160 – 38 = 122
Фактическое передаточное число:
Uф= == 3,2
Фактическое значение передаточного числа отличается на 1,2%, что не более, чем допустимые 4% для трехступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 2,5 x (122 + 38) = 140 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1= == 95 мм.
d2= 2xa- d1= 2x200 – 95 = 305 мм.
диаметры daи dfокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 95 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2,5 = 100 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 95 – 2 x (1.25 – 0) x 2,5 = 88,75 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 305 + 2 x (1 + 0 – 0) x 2,5 = 310 мм.
df2= d2– 2x(1.25 – x2)xm = 305– 2x(1.25 – 0)x2,5 = 298,75 мм.