Проектирование двухступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Задание

1. N_т = 6,5 кВт (требуемая мощность)

n_т = 60 об/мин (частота вращения)

Материал зубчатой пары:

Для шестерни - 40Х с твердостью НRC 50;

для колеса - 40Х с твердостью НRC 45.

Редуктор нереверсивный; предназначен для длительной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Расчет КПД

По таблице 2.1. выбираем КПД механических передач:

- ?₁ = 0,98 - КПД закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами;

- ?₂ = 0,99 - КПД, обусловленный потерями на трение в подшипниках для каждого вала;

- ?₃ = 0,98 - КПД для соединения электродвигателя с входным валом редуктора через муфту.

Общий КПД привода:

? = ?₁² · ?₂³ · ?₃ = 0,98² · 0,99³ · 0,98 = 0,93

2.2 Определяем требуемую мощность двигателя

N = = = 6,99 кВт

По таблице 2.2 по требуемой мощности подбираем двигатель серии АОП2 с повышенным пусковым моментом.

Выбираем двигатель марки АОП2-52-6 с N_ном = 7,5 кВт и n = 955 об/мин.

По таблице 2.3 подбираем диаметр вала ротора d_дв=38 мм.

2.3 Определяем передаточные отношения

Общее передаточное отношение привода

i_общ = = =15,92 ? 16

Намечаем частные передаточные отношения отдельных передач

Принимаем

- i₁ = 4 - передаточное отношение быстроходной ступени;

- i₂ = 4 - передаточное отношение тихоходной ступени.

Передаточные отношения выбраны из первого ряда предпочтительных чисел.

i_общ = i₁ · i₂ = 4 · 4 = 16

2.4 Расчет угловых скоростей и частот вращения валов привода

Для ведущего вала быстроходной зубчатой передачи:

n₁ = n_дв = 955 об/мин

?₁ = = = 100 с^-1

для ведомого вала быстроходной ступени (для ведущего вала тихоходной ступени)

n₂ = = = 238,8 об/мин

?₂ = = = 25 c^-1

для ведомого вала тихоходной передачи

n₃ = = = 59,7 об/мин

?₃ = = = 6,3 с^-1

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Контактные напряжения на поверхности зубьев цилиндрических колес

[?]_Н = ?_НlimbK_HL/ [n]_Н

где ?_Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов

K_HL - коэффициент долговечности

[n]_Н - коэффициент запаса прочности

Выбираем термическую обработку - объемную закалку:

Для шестерни ?_Нlimb = 18HRC + 150 = 15·50+150=1050 Н/мм²

Для колеса ?_Нlimb = 18HRC + 150 = 15·45+150960 Н/мм²

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора K_HL=1

Принимаем [n]_Н =1,15 тогда:

для шестерни [?]_Н = ?_НlimbK_HL/ [n]_Н=1050·1/1,15=913 Н/мм²

для колеса [?]_Н = ?_НlimbK_HL/ [n]_Н=960·1/1,15=834,8 Н/мм²

Принимаем значение коэффициента нагрузки для случая несимметричного расположения колес К_Н?=1,25

3.2 Определение вращающих моментов на валах

Вращающий момент на валу электродвигателя

М₀ = N_дв/?_дв = 7,5 ·10³Вт/100 с^-1 = 75 Н·м

Вращающийся момент на валу электродвигателя равен вращающемуся моменту на входном валу редуктора (соединение через муфту)

М₁ =М₀ = 75 Н·м

Вращающийся момент на промежуточном валу редуктора

М₂=М₃=М₁· i₁=75 · 4=300 Н·м

Вращающийся момент на выходном валу редуктора

М₄ =М₃ · i₂ = 300 · 4 =1200 Н·м

3.3 Расчет тихоходной передачи

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых передач, принимаем

?_ba =0,4

Коэффициент ширины венца по диаметру для определения К_Н? определяется равенством

?_bd = 0,5?_ba(i + 1) =0,5·0,4(4+1)=1

По таблице 4.3 определяется К_Н?. Для передачи с несимметричным расположением колес по отношению к опорам при твердости >НВ 350 выбираем в колонке под цифрой II:

К_Н?=1,29

3.3.1 Определение межосевого расстояния из условия контактной выносливости поверхности зубьев

а_?=(i+1)·

а_?=(4+1)=147 мм

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения по стандарту СТ СЭВ 229-75 (в мм), выбираем а_?=160 мм.

3.3.2 Определение нормального модуля

m_n=(0,01?0,02) · а_?= (0,01?0,02) ·160=1,6 …3,2

m_n=2,5 мм

электродвигатель привод напряжение

3.3.3 Определение основных размеров шестерни и колеса

Примем предварительно угол наклона зубьев ?=10? и определим числа зубьев шестерни и колеса.

Z₃ ==25 (шестерня)

Z₄ = Z₃ · u = 25 · 4 =100 (колесо)

Уточняем угол наклона зубьев ?

cos? = ==0,9765 > ?=12,43? = 12?26?

Определяем делительные диаметры

d₃ = == 64 мм

d₄ = == 256 мм

Проверка: = =160 мм

Определяем диаметры вершин зубьев:

d_a3 =d₃ + 2m_n = 64+2.5·2 = 69 мм

d_a4 =d₄ + 2m_n = 256+2.5·2 = 261 мм

Определяем ширину колеса и шестерни:

b₄ = ?_ba· а_? =0.4 ·160 = 64 мм

b₃ = b₄ +5 = 64+5 = 71 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

?_bd = b₃ / d₃ = 71/64 =1.11

3.3.4 Определение окружной скорости колес тихоходной передачи

V = = =0,8 м/с

Для данной скорости назначим 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.

3.3.5 Проверка контактных напряжений

Назначим коэффициенты для проверки контактных напряжений

К_Н = К_Н? · К_НА · К_НV

Где К_НА - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл.4.4)

При окружной скорости V до 1 м/с и 8-й степени точности принимаем по табл.4.4: К_НА=1,1

К_Н? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (табл.4.3)

При твердости > НВ 350 и ?_bd=1,11 принимаем по табл. 4.3:

К_Н?=1,36

К_НV - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку (табл.4.5)

При твердости > НВ 350 и окружной скорости V до 1 м/с

К_НV =1, тогда

К_Н = К_Н? · К_НА · К_НV =1,1· 1,36 ·1 = 1,496

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям:

?_Н =? [?]_Н

?_Н = =789,96 Н/мм² ? [?]_Н

789,96 Н/мм² ? 834 Н/мм²

Т.е. условие прочности выполнено

3.3.5Определение сил, действующих в зацеплении тихоходной ступени

Окружная сила

Р_ТТ = = = 9375 Н

Радиальная сила

Р_rт = ==3494 H

Осевая сила

Р_ат = Р_rт ·tg? = 3494 · tg12,43=3494 ·0,2204 = 771,1 Н

3.3.6 Проверка зубьев тихоходной ступени по напряжению изгиба

Для косозубых колес проверка проводится по формуле:

?_F = ? [?]_F

Коэффициент нагрузки К_F = K_F? · K_FV

Где K_F? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев, выбираем по табл.4.6

K_F?= 1,47

K_FV - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, выбираем по табл. 4.7

K_FV= 1,1

К_F = K_F? · K_FV= 1,47 · 1,1 = 1,67

Подбор коэффициента формы зуба для косозубой передачи Y_F проводится в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

Для шестерни Z_V3 = Z₃ /cos³? = 25/cos³12,43? =26,8

Y_F3 = 3,87

Y_F4 = 3,60

Определение допускаемого напряжения проводим по формуле

[?]_F = ?_Flimb/[n]_F

По табл.4.8 для стали 40Х предел выносливости при отнулевом цикле

?_Flimb=500?550 Н/мм²

для шестерни ?_Flimb= 530 Н/мм²

для колеса ?_Flimb= 500 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности:

[n]_F = [n]_F' · [n]_F''

3.4 Расчет быстроходной передачи

Из условия соосности а_?Б = а_?Т = 160 мм

Коэффициент ?_baБ = 0,28

m_n =1,75 мм

3.4.1 Определение основных размеров шестерни и колеса

Примем ?=10?

Z₁ = = = 36

Тогда Z₂ = Z₁ · U =36·4= 144

Уточняем угол наклона зубьев ?

Cos? = = =0,9843 > ? =10,14? = 10?14?

Определяем делительные диаметры

d₁= = = 64 мм

d₂= = = 256 мм

проверка: == 160 мм

Определяем диаметры вершин зубьев:

d_a1 =d₁ + 2m_n = 64+1,75·2 = 67,5 мм

d_a2 =d₂ + 2m_n = 256+1,75·2 = 259,5 мм

Определяем ширину колеса и шестерни:

b₂ = ?_ba· а_? =0.28 ·160 = 45 мм

b₁ = b₂ +5 = 45+5 = 50 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

?_bd = b₁ / d₁ = 60/64 =0,94

3.4.2 Определение окружной скорости колес быстроходной передачи

V = = =3,2 м/с

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности

3.4.3 Проверка контактных напряжений

Назначим коэффициенты для проверки контактных напряжений

К_Н = К_Н? · К_НА · К_НV

К_НА=1,08

К_Н?= 1,25

К_НV=1,0

К_Н = 1,25 · 1,08 · 1,0=1,35

Условие прочности зубчатой передачи по контактным напряжениям

?_Н =? [?]_Н

?_Н = =447,46 Н/мм² ? [?]_Н

Т.е. условие прочности выполнено

3.4.4 Определение сил, действующих в зацеплении быстроходной ступени

Окружная сила

Р_ТБ = = = 2343 Н

Радиальная сила

Р_rБ = ==866,2 H

Осевая сила

Р_аБ = Р_ТБ ·tg? =2343 · tg 12,43?= 419 Н

4. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки выбираем призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок, пазов и длины по СТ СЭВ 189-75. Материал шпонок - сталь 45, нормализованная.

4.1 Промежуточный вал

На смятие будем проверять шпонку под колесом, поскольку шестерню мы изготавливаем заодно с валом.

d_К2 = 48 мм; b = 14 мм; h = 9 мм; t₁ = 5,5 мм; t₂ = 3,8 мм

Длина шпонки L= 55 мм (при ширине ступицы колеса L_СТ2 = 65 мм)

Момент на промежуточном валу М₂ = 300 · 10³ Н · мм

?_СМ = ? [?]_СМ

?_СМ = = 88 Н/мм² < [?]_СМ

условие смятия выполнено

4.2 Ведомый вал

На смятие будем проверять шпонку под колесом тихоходной ступени.

d_К4 = 85 мм; b = 22 мм; h = 14 мм; t₁ = 9 мм; t₂ = 5,4 мм

Длина шпонки L= 70 мм (при ширине ступицы колеса L_СТ2 = 85 мм)

Момент на промежуточном валу М₃ = 1200 · 10³ Н · мм

?_СМ = = 117 Н/мм² < [?]_СМ

условие смятия выполнено

5. Уточненный расчет валов

5.1 Промежуточный вал

Материал вала тот же, что и для шестерни 40Х, термообработка - улучшение.

По табл. 11.1 при диаметре заготовки вала до 120 мм выбираем значение предела прочности ?_в = 930 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

?_-1 = 0,43 · ?_в = 400 Н/мм²

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

?_-1 = 0,51 · ?_в = 0,58 · 400 = 232 Н/мм²

Определим коэффициент запаса прочности для сечения, образуемого при соединении зубчатого колеса с валом посредством шпонки, т.к. в данном сечении концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

n_? = (касательные напряжения от кручения)

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

?_v = ?_m = =

Момент сопротивления нетто кручению

W_нетто = = =20,25 · 10³ мм²

?_v = ?_m = = 7,4 Н/мм²

для углеродистых и легированных сталей ?_? = 0,1

?_? = 0,7

тогда

n_? = = 15,6

Момент сопротивления нетто изгибу:

W_нетто = = = 9,4 · 10³ мм²

n_? = (нормальные напряжения изгибу)

Изгибающие моменты для шпоночного сечения определим по эпюрам изгибающих моментов

М_у = 77,4 · 10³ Н/мм²

М_х = 10 · 10³ Н/мм²

Результирующий изгибающий момент

М_изг = = = 78 · 10³ Н/мм²

?_v = ?_max = = = 8,3 Н/мм²

К_? = 1,9

?_? = 0,7

n_? = = 17,75

Общий коэффициент запаса прочности:

n = = = 12 > 2

условие прочности выполнено

5.2 Ведомый вал

Материал вала тот же, что и для шестерни 40Х, термообработка - улучшение.

По табл. 11.1 при диаметре заготовки вала до 120 мм выбираем значение предела прочности ?_в = 930 Н/мм².

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

?_-1 = 0,43 · ?_в = 400 Н/мм²

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

?_-1 = 0,51 · ?_в = 0,58 · 400 = 232 Н/мм²

Определим коэффициент запаса прочности для сечения, образуемого при соединении зубчатого колеса с валом посредством шпонки, т.к. в данном сечении концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Изгибающие моменты для шпоночного сечения определим по эпюрам изгибающих моментов

М_у = 164 · 10³ Н/мм²

М_х = 313 · 10³ Н/мм²

Результирующий изгибающий момент

М_изг = = = 353 · 10³ Н/мм²

Моменты сопротивления нетто

Кручению

W_нетто = = =113 · 10³ мм²

Изгибу

W_нетто = = = 53 · 10³ мм²

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

?_v = ?_max = = = 6,7 Н/мм²

амплитуда и среднее напряжение касательных напряжений

?_v = ?_m = = = = 5,3 Н/мм²

К_? = 1,9

К_? = 1,9

?_? = 0,62

?_? = 0,62

?_? = 0,1

Коэффициенты запаса прочности

n_? = = = 19,5

n_? = = = 13,8

Общий коэффициент запаса прочности:

n = = = 11,3

условие прочности выполнено

6. Выбор сорта масла

Смазка зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной ванны V_н определяется из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности:

V_н= 0,25 · 6,99 = 1,75 дм³

Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. В быстроходной паре V = 3,2 м/с, рекомендуемая вязкость ? = 81,5 сСт. В тихоходной паре V = 0,8 м/с, рекомендуемая вязкость ? = 177 сСт.

Среднее значение ? = = 129,25 сСт.

По табл. 12.2 выбираем индустриальное масло с вязкостью ч-100А ? = 100 сСт.

Уровень масла контролируется трубчатым маслоуказателем.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа.

С течением времени оно стареет. Свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Для заливки масла в редуктор и контроля правильности зацепления делают люк. Чтобы удобнее было заливать масло и наблюдать за зубчатыми колесами при сборке и эксплуатации, размеры люка должны быть максимально возможными. Люк закрывается стальной крышкой из листов. При среднесерийном производстве крышку выполняют штампованной. Для того, чтобы внутрь корпуса извне не засасывалась пыль, под крышку ставят уплотняющую прокладку. Материал прокладки - технический картон марки А толщиной 1,0…1,5 мм. Крышка крепиться к корпусу винтами с полукруглой головкой.

Данная конструкция редуктора позволяет осуществлять независимую сборку редуктора. В первую очередь на валы устанавливаются зубчатые колеса, затем распорные втулки, подшипники. Затем устанавливаются манжеты, уплотнения и крышки подшипников с отверстиями для концов валов. Далее в корпус устанавливаются валы, а также глухие крышки. На корпус устанавливают крышку, которая фиксируется штифтами, затем крышка крепится стяжными болтами. На корпус устанавливают маслоуказатели и сливную пробку. Затем в корпус через отверстие люка заливают масло. После этого на крышке корпуса устанавливается крышка люка.

Размещено на Allbest.ru