- •«Томский государственный архитектурно-
- •Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
- •3. Расчёт 1-й цепной передачи
- •4. Расчёт 2-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 2-й зубчатой цилиндрической передачи
- •7.3 Шестерня 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •7.4 Колесо 3-й зубчатой цилиндрической передачи
- •8 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •9 Расчёт реакций в опорах
- •11.2 Средний вал
- •11.3 Тихоходный вал
- •12 Уточненный расчёт валов
- •12.1 Расчёт 1-го вала
- •12.2 Расчёт 2-го вала
- •12.3 Расчёт 3-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= 0,93x0,97x0,97x0,993x0,98 = 0,83
где подш.= 0,99 – КПД одного подшипника.
муфты= 0,98 – КПД муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
вых.= ==5 с-1.
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб.= ==4,88 кВт
В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 112М4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=5,5 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.= 1432 об/мин, угловая скорость:
двиг.= == 149,88 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
47,77 об/мин.
Uобщ=29,98
Тогда суммарное передаточное число редуктора :
U(ред.)=
По формулам из таблицы 1.3[2] для двухступенчатого редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:
U3= 0.8x= 0.8x= 3,1
Примем U3=3
Тогда передаточное число для быстроходной передачи:
U2= == 7,49
Примем U2= 7,5
Примем стандартное значение для цепи:
.
Рассчитанные частоты вращения валов сведены ниже в таблицу :
Вал 1-й |
n1=nдвиг= 1432 об./мин. |
Вал 2-й |
n2= == 190,9 об./мин. |
Вал 3-й |
n3= ==63,6 об./мин. |
|
47,82 об/мин
|
Вращающие моменты на валах:
Tвых== 810000 Нxмм =810 Нxм.
T3=661477 Нxмм =661,5 Нxм.
T2 = = 229608 Нxмм =229,6 Нxм.
T1=31880 Нxмм =31,9 Нxм.
32,5 Нxм.
149.9 c-1.
850 Нxм.
3. Расчёт 1-й цепной передачи
Вращающий момент на меньшем ведущем шкиве:
T(ведущий шкив)= 661477 Нxмм.
Uцеп=1,33
Число зубьев:
26
35.
Принимаем:
z1=26,
z2=35.
4,03 мм.
Принимаем t:
t=31.7 мм.
Межосевое расстояние:
мм.
1585 мм.
Предварительная длина ремня:
Межосевое расстояние в интервале:
Принимаем а=1000 мм.
at=31.5
Расчетная длина ремня:
Принимаем:
а=1000 мм t=31.7Lt=104.5
Длина ремня:
29,63,95мм.
Диаметр делительной окружности:
252,9 мм.
353,6 мм.
Диаметр вершин зубьев:
266,78 мм.
368 мм.
Скорость вращения цепи равна:
0,66 м/с.
Окружное усилие:
6072,42 H.
Коэффициент нагрузки: Cg= 1.5x– 0.5 = 1.5x- 0.5 = 1.15;
Площадь: A=394
17,7 Па.
Сила действующая на вал:
6983,3H.
4. Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи
4.1. 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=7,5 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= 365x7,5x0.85x24x0,6 = 33507 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 + 1)x= 169,8мм.
Окружная скорость Vпредв. :
Vпредв.= ==0,85 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=7,5 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= 365x7,5x1x24x0,85x0,6 = 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 + 1) = 0,8
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 = 1,141
Тогда:
a= 450x(3 + 1)xмм.
Принимаем ближайшее значение aпо стандартному ряду: a= 160 мм.
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
d2= == 240 мм.
Ширина:
b2=baxa= 0,4x160 = 64 мм.
Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2= 64 мм.
Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
mmax== 4 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= = 1,93 мм.
Из полученного диапазона (mmin…mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 3.
Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: = 0o.
Суммарное число зубьев:
Z= == 106
Число зубьев шестерни:
z1=z1min= 17 (для прямозубой передачи).
z1== 26,5
Принимаем z1= 27
Коэффициент смещения x1= 0 при z117.
Для колеса внешнего зацепления x2= -x1= 0
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
z2= Z- z1= 106 – 27 =79
Фактическое передаточное число:
Uф= == 2,96
Фактическое значение передаточного числа отличается на 0%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.
Делительное межосевое расстояние:
a = 0.5 x m x (z2 + z1) = 0.5 x 3x (79 + 27) = 159 мм.
Коэффициент воспринимаемого смещения:
y = = = 0,3
Диаметры колёс:
делительные диаметры:
d1= == 81 мм.
d2= 2xa- d1= 2x160 – 81 = 239 мм.
диаметры daи dfокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 x (1 + x1 – y) x m = 81 + 2 x (1,5 + 0 – 0) x 3 = 90 мм.
df1 = d1 – 2 x (1.25 – x1) x m = 81 – 2 x (1.25 – 0) x 3 = 73,5 мм.
da2 = d2 + 2 x (1 + x2 – y) x m = 239 + 2 x (1,5 + 0 – 0) x 3 = 248 мм.
df2= d2– 2x(1.25 – x2)xm = 239 – 2x(1.25 – 0)x3 = 231,5 мм.