Содержание
Техническое задание………………………………………………………………………………………3
1.Техническое предложение
1.1.Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчет привода………………….4-5
1.2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи…………………………………………..…6-10
1.3.Отчет о расчете цилиндрической зубчатой передачи………………………………….11
1.4.Проектирование валов редуктора……………………………………………………………12-13
2.Эскизный проект
2.1.Расчетная схема быстроходного вала………………………………………………………14-17
2.2.Расчет подшипников быстроходного вала……………………………………………….18-19
2.3.Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу……………………………….20
3.Технический проект
3.1.Расчет сечения быстроходного вала на выносливость……………………………21-22
3.2.Выбор системы смазки…………………………………………………………………………………..23
3.3.Выбор и назначение посадок для соединений деталей редуктора…………….24
4.Список литературы. 25
Приложение. Компоновка редуктора.
Техническое предложение.
1.1.Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчёт привода.
1.1.1.Подсчитать срок службы привода в часах
Где 
- срок службы в годах;
=
0,85- коэффициент годового использования;
=8-
количество часов в смену;
=2-
число смен
-
1.1.2.Определить КПД привода
-
КПД
первой и второй передачи привода
- КПД муфты
1.1.3.Определить мощность на рабочем органе привода
1.1.4.Определить требуемую мощность двигателя
Pдв.=
1.1.5.Найти диапазон возможных передаточных отношений привода.
1.1.6.Определить диапазон возможных скоростей двигателя
1.1.7.Тип двигателя
4АМ90LBУЗ, Рдв.=1,1кВт , nдв.=700об/мин , ω=nдв./10=700об/мин
1.1.8.Определить угловую скорость вала двигателя
1.1.9.Подсчитать фактическое передаточное отношение привода
1.1.10.Разбить передаточное отношение привода по ступеням. Выбрать передаточное отношение редуктора и подсчитать передаточное отношение открытой передачи.
Uоткр.=U/Uр=15,2
1.1.11.Посчитать угловые скорости всех валов привода, м/с
1.1.12.Подсчитать моменты на всех валах привода
Тдв.=
Н*м
Т1=Тдв*η1=50,56 Н*м
Т2=Н*η1*U=214,86 Н*м
1.2.Расчет зубчатой цилиндрической передачи.
1.2.1.Выбор материалов и определение допустимых напряжений
Шестерня:
Для изготовления шестерни принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение и закалка. Твердость сердцевины 269…302 HB. Твердость поверхности 45…50 HRC.
Размеры:
Dпред.=125мм ; Sпред.=80мм
Колесо:
Для изготовления колеса принимаем сталь 4OX. Термообработка- улучшение.
Твердость сердцевины 235…262 HB
Твердость поверхности 269…302 HB
Размеры:
Dпред.=125мм ; Sпред.=80мм
1.2.2.Подсчитать число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса
1.2.3.Средняя твердость поверхности зуба шестерни и колеса.
1.2.4.Базовое число циклов перемены контактных напряжений
1.2.5.
1
1.2.6.Коэффициент долговечности для определения допускаемых изгибных напряжений.
КFL=
где m-показатель степени кривой усталости
KFL1=
KFL2=1
KFL1=1
KFL2=1
1.2.7.Допускаемые контактные напряжения для базового числа циклов.
[
]НО1=1,8*НВ1+67=1,8*285,5+67=580,9
МПа
[ ]НО2=1,8*НВ2+67=514,3 МПа
1.2.8.Допускаемые изгибные напряжения для базового числа циклов.
[ ]FО1=1.03*НВ1=1,03*285,5=294 МПа
[ ]FО2=1.03*НВ2=1,03*248,5=256 МПа
1.2.9.Допускаемые контактные и изгибные напряжения для шестерни и колеса:
[
]Н1=
*[
]НО1=1*580,9=580,9
МПа
[
]Н2=
*[
]НО2=1*514,3=514,3 МПа
[ ]F1=KFL1*[ ]FО1=1*294=294 МПа
[ ]F2=KFL2*[ ]FО2=1*256=256 МПа
1.2.10. Допускаемые контактные напряжения для передачи.
[ ]Н=0,45([ ]Н1+[ ]Н2)=0,45*(580,9+514,3)=492,84 МПа
1. 2.11. Коэффициент ширины колеса по диаметру шестеренки.
Ψd=0,5*Ψа*(U+1)=0,5*0,4*(15,2+1)=3,24
где Ψа- коэффициент ширины по межосевому расстоянию, Ψа=0,4
1.2.12. Коэффициент неравномерности нагрузки по длине дуба.
Кнβ=1+2*Ψd/S
где S-индекс схемы
S=8 [1 с. 15]
KHβ=
=0.935
1.2.13.Межосевое расстояние передачи.
aѠ=Ka*(Up+1)*
где Ka-вспомогательный коэффициент
Твых- момент на выходном валу редуктора
Ka=49,5
aѠ=49,5*(4,5-1)*
=89,1мм
принимаем aѠ=120мм [1 с. 363]
1.2.14. Предварительные размеры колеса.
- делительный размер d2=2* aѠ*Uф/(Up+1)
- ширина b2=Ψа* aѠ
d2=2*90*3.37/(4.5+1)=110.3
b2=0.4*90=36
1.2.15.Модуль передачи.
m≥
гдеKm=5.8 [1 с. 16]
m≥
=2.45
принимаем m=2.5 мм [1 с. 16]
1.2.16. Минимальный угол наклона зубьев колес
βmin=arcsin*4*m/ b2
βmin=arcsin*4*2.5/36=arcsin0.277=16°
2.17 Суммарное число зубьев.
zƹ=2* aѠ*cosβmin/m=2*90*cos /2.5=69.12°
принимаем zƹ=70
1.2.18. Действительный угол наклона зуба.
β=arcos*(
zƹ*m/2*
aѠ)=arcos(70*2.5/2*90)=arcos(0.972)=13°
1.2.19. Число зубьев шестерни и колеса.
Z1= zƹ/(Up+1)=70/(4.5+1)=12.7
Z2= zƹ- Z1=70-12.7=57.3
1.2.20.Фактическое передаточное отношение.
Uф=Z2/Z1=57,3/12,7=4,5118
⌂U=
*100%=
*100%=0,26%˂4%
Условие выполняется.
1.2.21. Размеры шестерни и колеса.
Делительные диаметры:
d1= Z1*m/cosβ=12.7*2.5/cos =32.7мм
d2=
Z2*m/cosβ=57.3*2.5/cos
Диаметры окружности вершин зубьев:
da1=d1+2*m=32.7+2*2.25=37.7мм
da2=d2+2*m=147.4+2*2.5=152.4мм
Диаметры впадин зубьев:
df1= d1-2.5*m=32.7-2.5*2.5=26.45мм
df2= d2-2.5*m=147.4-2.5*2.5=141.15мм
Ширина шестерни: b1=b2+4
b1=36+4=40мм
1.2.22. Проверка годности заготовок колес.
Диаметр заготовки шестерни:
Dзаг=da1+6мм=37,7+6=43,7
Размер заготовки колеса:
Sзаг=b2+4мм=36+4=40мм
1.2.23. Окружная скорость колес.
V=Ѡвых*d2/2000
V=20.77*147.7/2000=1.53
Принимаем V=6
1.2.24.Усилия в зацеплении, кН.
Окружное:Ft=2*Tвых*
/d2=2*214,86*
/147,4=2915,33
Радиальное: Fr= Ft*tgα/cosβ=2915.33*0.36/0.972=1079.8
Осевое: Fα= Ft*tgβ=2915.33*0.23=670.5
1.2.25. Проверка контактной прочности.
н=376
=515
МПа
1.2.26. Коэффициент учитывающий наклон зуба.
Yβ=1-β/
=1-
/
=0,07
1.2.27. Коэффициент ширины зуба.
Ψd=b2/d1=36/32.7=1.1
1.2.28.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
КFβ=1+1,5*Ψd/s=1+1.5*1.1/8=1.206
1.2.29. Эквивалентные числа зубьев и коэффициенты формы зуба для шестерни и колеса.
ZV1=
13.9
YF1=4.27
ZV2=
62.8
YF2=3.62
1.2.30.Расчетные напряжения изгиба в зубьях шестерни и колеса, мПа
F1=
где FFV=1.1
F1=
=11.69
F
2=
=
=9.9
1.3.Отчёт о расчёте цилиндрической зубчатой передачи. |
|
|||||||||||||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||
Т2= |
214,9 |
1= |
70 |
u= |
4,5 |
н= |
514 |
F1= |
294 |
F2= |
256 |
|
|
|
||||||||||||||
Передача косозубая |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||
1.Вспомогательный коэффициент Ка= |
43 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
2.Коэффициент ширины венца a= |
0,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
3.Коэффициент ширины шестерни d=b2/d1= |
1,1 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
4.Выберите индекс схемы S= |
8 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
5.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба Кн= |
1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
6.Межосевое расстояние передачи а |
120 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
7.Делительный диаметр колеса d2= |
196,4 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
8.Ширина венца колеса b2= |
36 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
9.Коэффициент модуля Кm= |
5,8 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
10.Модуль зацепления m= |
2,5 |
мм |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
11.Минимальный угол наклона зуба для косозубой передачи min= |
16,12762 |
град |
|
|||||||||||||||||||||||||
12.Суммарное число зубьев Z= |
70 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
13.Уточнённый угол наклона зуба для косозубой передачи |
43,18326 |
град |
|
|
||||||||||||||||||||||||
14.Число зубьев шестерни Z1= |
13 |
|
Число зубьев колеса Z2= |
57 |
|
|
|
|||||||||||||||||||||
15.Фактическое передаточное отношение Uф= |
4,38 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
16.Межосевое расстояние передачи а= |
120 |
мм |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
17.Делительный диаметр шестерни d1= |
44,571 |
мм |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
18.Делительный диаметр колеса d2= |
195,428 |
мм |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
19.Диаметр окружности выступов шестерни da1= |
49,571 |
мм |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
20.Диаметр окружности выступов колеса da2= |
200,428 |
мм |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
21.Диаметр окружности впадин шестерни df1= |
38,321 |
мм |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
22.Диаметр окружности впадин колеса df2= |
189,178 |
мм |
|
|
|
|
||||||||||||||||||||||
23.Ширина венца шестерни b1= |
36 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
24.Окружная скорость колеса v,(м/с)= |
1,6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
25.Степень точности передачи |
9 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
26.Окружная сила в зацеплении Ft= |
2198,9 |
Н |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
27.Радиальная сила в зацеплении Fr= |
1097,7 |
Н |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
28.Осевая сила в зацеплении Fa= |
2063,7 |
Н |
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
29.Вспомогательный коэффициент К= |
376 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
30.Коэффициент распределения нагрузки между зубьями Кн |
1,1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
31.Коэффициент динамической нагрузки Кнv= |
1,1 |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
32.Контактные напряжения н= |
536,3 |
Мпа |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||
|
Условие контактной прочности выполняется! |
|
|
|
|
|
|
|
||||||||||||||||||||
33.Коэффициент распределения нагрузки между зубьями КF= |
1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
34.Коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба КF |
1 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
35.Коэффициент динамической нагрузки КFv= |
1,2 |
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||||
36.Коэффициент наклона зуба Y |
0,69 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||
37.Эквивалентное число зубьев шестерни Zv1= |
33,5 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
38.Эквивалентное число зубьев колеса Zv2= |
147 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
39.Коэффициент формы зуба шестерни YF1= |
3,78 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
40.Коэффициент формы зуба колеса YF2= |
3,6 |
|
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
41.Напряжения изгиба зубьев шестерни F1= |
76,5 |
МПа |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||
42.Напряжения изгиба зубьев колеса F2= |
72,9 |
МПа |
|
|
|
|
|
|||||||||||||||||||||