Одноступенчатый цилиндрический редуктор

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

КПД

з_общ.=з_цил. з²_подш з_опор

з_цил.=0,97 - КПД цилиндрической передачи;

з_подш=0,99 - КПД подшипников качения;

з_опор=0,99 - КПД в опорах.

з_общ.=0,97*0,99²*0,99=0,94

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр.=Р_вых/з_общ.

Р_тр.=7/0,94=7,4кВт

По табл. П1 выбираем двигатель 160S8 с параметрами:

- мощность 7,5 кВт;

- скольжение 2,5%;

- номинальная частота вращения n_дв=750*97,5%=731 об/мин.

Угловая скорость щ_дв=р n_дв/30=3,14*731/30=76,5 рад/c

Передаточное число редуктора по ГОСТ 2185-66 - U_ред=5

2. Определение вращающих моментов

Частота вращения вала шестерни редуктора:

n₂=731 об/мин

щ₂= 76,5 рад/с

Частота вращения вала колеса редуктора

n₃= n₂/ U_ред =146,2 мин^-1

щ₃= щ₂/ U_ред = 15,3 рад/с

Вращающий момент на валу колеса:

Т₃= Р_тр./ щ₃ =7400/15,3= 484 Нм

Вращающий момент на валу шестерни:

Т₂= Т₃/U_ред.=484/5=96,8 Нм

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор марки стали и термической обработки:

- для шестерни: Сталь 45, улучшение, твердость 230 НВ;

- для колеса: Сталь 45, улучшение, твердость 200 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

[у _H] =у_HlimВ К_НL/[S_H]

К_НL - коэффициент долговечности К_НL =1

[S_H] - коэффициент безопасности [S_H]=1,1

Для шестерни

[у _H1] =(2 НВ₁+70) К_НL/[S_H]= 530*1/1,1=482МПа

Для колеса

[у _H2] =(2 НВ₂+70) К_НL/[S_H]= 470*1/1,1=428 МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение

[у _H] =0,45 ([у _H1]+ [у _H2])

[у _H] =0,45 (482+428)=410 МПа

Межосевое расстояние

K_a=43 (с. 32).

К_Нв=1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Ш_ва=0,4 - коэффициент ширины венца.

Принимаем значение межосевого расстояния, а _w =200 мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем m=(0,01-0,02)* а _w =2-4 мм

Из стандартного ряда принимаем m=2 мм.

Угол наклона зубьев в=10^о, cos в=0,985.

Число зубьев шестерни

Z₁=2 а _w* cos в/(U+1) m=2*200*0,985/(5+1) 2=32,4

Принимаем Z₁=32

Число зубьев колеса

Z₂= Z₁*U=32*5=160

Уточненное значение угла наклона зубьев

cos в= (Z₁+ Z₂) m/2 а _w=(32+160) 2/2*200=0,96

Тогда в=16^о10

Делительные диаметры шестерни и колеса

d₁=mZ₁/ cos в =2*32/0,96=66,67 мм

d₂=mZ₂/ cos в =2*160/0,96=333,33 мм

Проверка

а _w = (d₁+ d₂)/2=200 мм

Диаметры вершин

d _а1=2m+d₁=2*2+66,67=70,67 мм

d _а2=2m+d₂=2*2+333,33=337,33 мм

Ширина колеса

b₂=ш_ba* а _w =0,4*200=80 мм

Ширина шестерни

b₁= b₂+5=85 мм

Окружная скорость колес и степень точности передачи

V=щ₂*d₁/2=76,5*0,0667/2=2,55 м/c

Назначаем 8-ю степень точности (см. с. 32) и К_Нv=1

Коэффициент нагрузки

К_Н= К_Нв К_Нб К_Нv=1,1*1,07*1=1,177

К_Нв=1,1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

К_Нб=1,07 (табл. 3.4)

Проверка контактных напряжений

334,9 МПа<[у _H]= 410 МПа

Силы, действующие в зацеплении

Окружная: F_t=2T₃/d₂=2*484*10³/333,33=2904 H

Радиальная: F_r= F_t *tgб/ cos в =2904*tg20^о/ cos16^о10^/ =1101 H

Осевая: F_а= F_t *tgв=2904*tg16^о10^/=833 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

у_F=F_tK_FY_FY_вK_Fб/bm? [у_F]

Коэффициент нагрузки K_F=K_Fв К_Fv=1,3*1,1=1,43

Ш_bd=0,5 Ш_ba(U+1)=0,5*0,4 (5+1)=1,2

Тогда K_Fв=1,3 (табл. 3.7)

К_Fv=1,1 (табл. 3.8)

Эквивалентное число зубьев

Z_v1= Z₁/ cos³ в=32/0,96³=40

Z_v2= Z₂/ cos³ в=160/0,96³=199

Y_F1=3,7 (c. 42)

Y_F2=3,6

[у_F]= у⁰_{Flim b}/[S_F]

Для шестерни у⁰_{Flim b}=1,8 НВ=1,8*230=415 МПа

Для колеса у⁰_{Flim b}=1,8 НВ=1,8*200=360 МПа

[S_F]=1,75 - коэффициент безопасности.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни [у_F1]=415/1,75=237 МПа

Для колеса [у_F2]=360/1,75=206 МПа

Находим отношение [у_F]/ Y_F:

Для шестерни [у_F1]/ Y_F1=237/3,7=64

Для колеса [у_F2]/ Y_F2=206/3,6=57

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса.

Y_в=1-в/140=0,88

K_Fб=0,92 (c. 296)

у_F=F_tK_FY_FY_вK_Fб/bm? [у_F]

у_F=2904*1,43*3,6*0,88*0,92/85*2=71 МПа? [у_F2]= 237 МПа

4. Предварительный расчет валов редуктора

Ведущий вал

Диаметр выходного конца:

Принимаем d_в1=32 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d_п1=35 мм.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца:

Принимаем d_в2=45 мм.

Диаметр под подшипники принимаем d_п2=50 мм.

Диаметр вала под зубчатым колесом d_к2=55 мм.

5. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Окружная: F_t=2T₃/d₂=2*484*10³/333,33=2904 H

Радиальная: F_r= F_t *tgб/ cos в =2904*tg20^о/ cos16^о10^/ =1101 H

Осевая: F_а= F_t *tgв=2904*tg16^о10^/=833 Н

R_x1= R_x2= F_t/2= 2904/2=1452 H

R_y1= (F_r l1 +F_a d₁/2)/ 2l1= (1101*0,065+833*0,033) 2*0,065=762 H

R_y2=(F_r l1 -F_a d₁/2)/ 2l1= (1101*0,065-833*0,033) 2*0,065=339 H

Суммарные реакции опор

1640 Н

1491 Н

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36207 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=35 мм, D=72 мм, В=17 мм, С=29 кН, С₀=16,4 кН.

Эквивалентная нагрузка

Р_э=(ХVP_r1+YP_a) K_вК_T

P_a=F_a=833 H

V=1

Рис. 1. Расчетная схема ведущего вала

K_в=1,3

К_T=1

F_a/C₀=833/16400=0,05

e=0,35

P_a/P_r1=833/1640=0,51>e=0,35

По таблице 9.18:

X=0,45

Y=1,5

Р_э=(ХVP_r1+YP_a) K_вК_T=(1640*0,45+833*1,5) 1,3*1=2583 H

Расчетная долговечность млн. об.

L=(C/P_э)³= (29000/2583)³=1451 млн. об.

Расчет на долговечность, ч.

L_h=L 10⁶/60n₂= 1451* 10⁶/60*731=32 266 ч.>10 000 ч.

Ведомый вал

Окружная: F_t=2T₃/d₂=2*484*10³/333,33=2904 H

Радиальная: F_r= F_t *tgб/ cos в =2904*tg20^о/ cos16^о10^/ =1101 H

Осевая: F_а= F_t *tgв=2904*tg16^о10^/=833 Н

R_x3= R_x4=F_t/2=2904/2=1452 H

R_y4=(F_a d₂/2+F_r l2)/2*l2=(833* 0,1667+1101* 0,065)/2*0,065=1618 H

R_y3= R_y4 - F_r = 1618-1101=517 H

Суммарные реакции опор

1541 Н

2174 Н

Подбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре. Выбираем шариковые радиально-упорные 36210 по ГОСТ 831-75 (см. П6): d=50 мм, D=90 мм, В=20 мм, С=40,6 кН, С₀=24,9 кН.

Рис. 2. Расчетная схема ведомого вала

Эквивалентная нагрузка

Р_э=(ХVP_r1+YP_a) K_вК_T

P_a=F_a=833 H

V=1

K_в=1,3

К_T=1

F_a/C₀=833/24900=0,033

e=0,35 (с. 213)

P_a/P_r4=387/2174=0,18<e=0,35

X=1

Y=0

Р_э=(ХVP_r4+YP_a) K_вК_T=2174*1,3*1=2826 H

Расчетная долговечность млн. об.

L=(C/P_э)³=(40600/2826)³=2965 млн. об.

Расчет на долговечность, ч.

L_h=L 10⁶/60n₃= 2965*10⁶/60*146,2=338 036 ч.>10 000 ч.

6. Уточненный расчет валов

электродвигатель редуктор зубчатый долговечность

Ведомый вал.

Материал сталь 45 нормализованная. у_В=570 МПа

у_-1=0,43 у_в=0,43*570=245 МПа

ф_-1=0,58 у_-1=143 МПа

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

М_Y= R_x3 l2=1452*0,065=94,4 Нм

М_X= R_Y4 l2 + F_a d₂/2=1618*0,065+833* 0,01667=119 Нм

М== 152 Нм

Момент сопротивления кручению

d_К2=55 мм, b=14 мм, t₁=5.5 мм

W_к=рd³/16-bt₁(d-t₁)²/2d= р55³/16-14*5,5 (55-5,5)²/2*55=30936 мм³

Момент сопротивления изгибу

W=рd³/32-bt₁(d-t₁)²/2d= р55³/32-14*5,5 (55-5,5)²/2*55=14610 мм³

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

ф_V= ф_м=Т₃/2W_k=484*10³/2*30936=7,8 МПа

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

у_V=М/W=152*10³/14610=10,4 МПа

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

=245/[(1,59/1,49) 10,4]=22

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

193/[(1,49/0,67) 7,8+0,1*6,8]=10,7

Результирующий коэффициент

=9,8 ?[S]=3.

Размещено на Allbest.ru