- •Проектирование вертикального одноступенчатого цилиндрического редуктора
- •Содержание
- •Введение
- •2. Кинематический расчет привода (редуктора)
- •3. Расчет зубчатых колес (зубчатой передачи) редуктора
- •4. Предварительный(ориентировочный) расчет валов редуктора
- •3.1 Построение эпюр изгибных и крутящих моментов
- •4.Уточненный расчет валов
- •6.Проверочный расчет подшипников
- •7. Проверочный расчет ведущего вала по образцу
- •8. Расчет шпонок
- •7. Выбор сорта масла
- •8. Сборка редуктора
- •Заключение
- •Список используемых источников
2. Кинематический расчет привода (редуктора)
Передаточное число редуктора (показывает во сколько раз снижается скорость вращения)
=n1/n2=2.14 , Округлим это значение до величины, входящей в стандартный ряд, тогда u=2
КПД редуктора привода и подшипника качения:
ПК =0.995 s=P2/P1= зуб пер*(подшиб кач)2=0,98*0,9952 =0,97
Тогда =0.97*0.995^2=0.96 ;
Мощность Р1=50/0.96=52.07кВт
Где - коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению частных КПД.
Требуемая мощность электродвигателя:
Р1= P2/ s=52.07кВт
Крутящий момент на валах:
Угловая скорость: =(п*n)/30
1= (π*n1)/30=750*3.14/30=78.54 с-1
2= (π*n2)/30=36.65с-1
Вращающий момент: T=P/ W
T1=P1/ W1= 52.08*10^3/78.54=662.92кН*мм
T2=P2/ W2=50*10^3/36.65= 1364.19кН*мм
Валы |
Pк Вт |
nоб/мин |
с-1 |
Tн*м |
I |
52.08 |
750 |
78.54 |
663.43 |
II |
50 |
350 |
36.65 |
1366.12 |
3. Расчет зубчатых колес (зубчатой передачи) редуктора
3.1Выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
Для выбора материалов шестерни и колеса можно руководствоваться данными из таблиц, приведенных в справочных материалах.
Рекомендуется назначать для шестерни и колеса сталь одной марки , но обеспечить соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 едениц Бринеля выше, чем у колеса. В связи с тем, что задание не предусматривает требования в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками:
для шестерни:
сталь – 45, термическая обработка - улучшение, твердость – НВ 230;
для колеса:
сталь – 45, термическая обработка - улучшение, твердость - НВ 200.
3.2Определение межосевого расстояния : Допускаемое контактное напряжение [H] при расчете зубчатых колес определяется по формуле:
[H]=
где H lim b - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 (=200НВ) и термической обработкой (улучшением)
H lim b = 2НВ + 70=2*200+70=470
[Sh]-допускаемый коэффициент безопасности. При однородной структуре материала ( нормализация, улучшение, объемная закалка) [SH]=1,10
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора (срока службы), принимают КHL=1.
K hl max ≥ KHL ≥ 1;
Nho – база испытаний. При средней твердости поверхности 200НВ Nho= 10 млн. циклов. Ne- расчетное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи.
Ne= 60nL , где n – частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/ мин. L – срок службы передачи, ч.
[H]=0,45([H1]+[ H2]);
Для колеса [H2]= ==481,81 МПа
для шестерни [H1]= ==427,27 МПа
Для повышения надежности расчета в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем [H] того колеса, для которого оно меньше, т.е. тихоходного колеса ( быстроходное колесо в передаче – шестерня).
[]f= Kfc*Kfl , где fo – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базе испытаний. При обработке улучшением твердости 200НВ предел выносливости зубьев равен но=1.8НВ=1.8*200=360
[Sf]- допускаемый коэффициент безопастности. Для зубчатых колес, изготовленных из литых заготовок [Sf]= 2.3.
Kfc- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При одностороннем приложении нагрузки Kfc= 1.
Kfl – коэффициент долговечности. При твердости 350НВ
1≤ Kfl ≤ 2.1
Nfo – база испытаний. Для всех сталей Nfo= 4*10^6. Ne определяется так же, как и в случае с [H] . На практике обычно Ne>Nfo , поэтому принимаем Kfl =1 . Теперь можно определить допускаемое напряжение изгиба:
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
= (360/2.3 )*1*1= 156.52 Н/мм^2
[H]=0,45(481,81 +427,27)=409,08.
[H] 1,25[H2] 409,08534,08 условие выполнено.
Коэффициент , примем выше рекомендуемого для этого случая.
=1,25
Для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ==0.4
b- ширина венци колеса, мм. Aw- межосевое расстояние, мм. Коэффициент ширины венца принимают из ряда стандартных чисел. При симметричном расположении колес относительно опор : Ψа=0.4 -0.5 .
Кна- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для косозубых колес он зависит от окружной скорости. При v= до 10м/с он равен 1.05-1.15 , а Kfa=0.72-0.91.
Коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца при расчете на контактную прочность Кнв и при расчете на изгиб Kfb зависят от упругих деформаций валов, корпусов, самих зубчатых колес, погрешностей изготовления и сборки, износа подшипников. При твердости металла хотя бы одного из колес меньше 350НВ и скорости v≤ 15 м/с принимают Khb=Kfb=1.
Динамический коэффициент Khv также определяют в зависимости от окружной скорости. При v до 10 м/с Khv=1.0-1.1 ( для косозубых колес). Kfv=1.2.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
=215.63~200 мм( округлим до стандартного табличного значения).
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66
=200 мм
3.3 Геометрический расчет:
Нормальный модуль зацепления принимаем = 4.08 ~ 4
Принимаем по ГОСТ 9563-60 =4 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев =10.9 и определим числа зубьев шестерни и колеса:
Z1= 35 Ze=104
Тогда : Z2=Ze-Z1= 69
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
Проверка: мм;
диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2mn=151,9 da2=295,66
ширина колеса мм;
ширина шестерни мм;
.
Проверка контактных напряжений
что ниже допускаемых Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:
Эквивалентное число зубьев
у шестерни
у колеса
Bmin=arcsin4mn/b=10.9
Проверка прочности зубьев на изгиб: Из-за меньшего числа зубьев зуб шестерни у основания более тонкий, чем у колеса. Этот факт учитывается коэффициентом форму зуба Yf . Рекомендуемые значения Yf в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv приведены в таблице:
Z(zv) |
17 |
20 |
25 |
30 |
40 |
50 |
60 |
80 |
>100 |
Yf |
4.28 |
4.09 |
3.90 |
3.80 |
3.70 |
3.66 |
3.62 |
3.61 |
3.60 |
Суммарное число зубьев для косозубых колес =Zu1+Zu2=104
Эквивалентное число зубьев косозубого колеса рассчитывается по формуле: Zv= (z^2)/cos^2B=73/14 МПа.
P=2T2/mnz2= 9664.81 σf=(3.61* 9664.81/86.3*4)*0.91*1*1.2=108.35
Условие прочности выполняется: