- •Содержание.
- •1. Введение.
- •2. Задание на проектирование.
- •3. Кинематическая схема привода.
- •4. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •5. Расчет зубчатых колес редуктора
- •6. Предварительный расчет валов редуктора
- •7. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •8. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •9. Проверка долговечности подшипников
- •10. Проверка прочности шпоночных соединений
- •11. Выбор посадок
- •12. Выбор сорта масла
- •13. Сборка редуктора
- •14. Технические требования
- •15. Заключение
- •16. Список литературы
2. Задание на проектирование.
2.1. Спроектировать привод одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора по следующим данным:
мощность ведомого вала P2 = 8 кВт
скорость вращения ведущего вала n1 = 720 об/мин
передаточное число редуктора u = 3,55
2.2. Режим работы спокойный, нагрузка не реверсивная, температура окружающей среды +10 ÷ +30 °С, срок службы не ограничен.
3. Кинематическая схема привода.
М
3 4 5
2 6
7
1
-
Электродвигатель.
-
Муфта.
-
Шестерня.
-
Колесо.
-
Подшипники.
-
Быстроходный вал.
-
Тихоходный вал.
4. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
4.1 Определяем частоту вращения ведомого вала: = = 720/3.55 = 202 об/мин
4.2 Определение КПД редуктора:
= = 0,980,992 = 0,966
4.3 Значение находим по таблице [(1); табл11]
= 0,97; = 0,99
4.4 Определяем требуемую мощность на ведущем валу:
= =8/0,96 = 8,3кВт
4.5 Определяем крутящие моменты на валах:
Т1 = 9,55 = 9,558,3×103/1440 = 110,090103 Нмм
Т2= T1u = 110,0903,55 = 390,81 Нмм
4.6 Выбираем электродвигатель [(1); прил. П1]
АОП2 – 62 – 8
Р = 10 кВт
n = 720 об/мин
d = 42 мм
5. Расчет зубчатых колес редуктора
5.1 Выбираем материал [(1); табл. 3.3]
шестерня - Сталь 45, ТО - улучшение, твердость НВ 210; колесо - Сталь 45 , ТО - улучшение, твердость НВ 20
5.2 Допускаемые контактные напряжения: = [(1); ф-ла 3.9], где - предел контактной выносливости [(1); табл. 3.2] = 2HB + 70 - коэффициент долговечности; = 1 - коэффициент безопасности; = 1,2 для шестерни: = (2НВ +70) К/[S] = (2230 + 70) 1 /1,1 = 482 МПа
для колеса: = (2НВ +70) К/[S] = (2 200+ 70) 1/1,1 = 428МПа
Расчетное допускаемое контактное напряжение:
= = 0,45(482+ 428) = 410 МПа Требуемое условие выполнено.
5.3 Межосевое расстояние:
[(1); ф-ла 3.7] = = 43(3,55+1)= 162,7мм, где - для косозубых передач ; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [(1); табл. 3.1] 1,0; - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию; = b/a= 0,4 [(1) стр. 36]
160 мм по ГОСТ 2185-66
-
Нормальный модуль зацепления: = (0,01 0,02) 125 = 2 мм
5.5 Определим число зубьев шестерни и колеса: (угол наклона зубьев примем = 10)
[(1); ф-ла 3.16]
= 2160 cos10/(3,55+1)2 = 34,6
[(1); стр. 293)] Принимаем z=34 = 343,55 = 120 Уточненное значение угла наклона зубьев:
= (34+120)2/2160 = 0,9625
1350
5.6 Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
= 2/0,962534 = 70,64 мм
= 2/0,9625120 = 249,35 мм
Проверка:
= (70,64 +249,35)/2 = 160 мм
Диаметры вершин зубьев:
= 70,64 + 22= 74,64 мм
= 249,35 + 22 = 253,35 мм
Ширина колеса
= 0,4160 = 64 мм
Ширина шестерни
= 64 + 5 = 69 мм
5.7 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
= 69/70,64 = 0,976
5.8. Окружная скорость колес и степень точности передачи:
= 75,3670,64/2 10 = 2,66 м/с
[(1); стр. 291]
1 = = 3,14720/30 = 150,72 с-1
8 степень точности, т.к. v < 10 м/с [(1); стр. 32]
. Коэффициент нагрузки:
[(1); табл. 3.5] при = 1,02 , K = 1,02 ,
где - коэффициент зависимости от окружной скорости и степени
точности передачи [(1) табл. 3.4]
- коэффициент зависимости от окружной скорости, степени точности и
твердости зубьев [(1) табл. 3.6]
= 1,041,091 = 1,13
5.9. Проверка контактных напряжений:
[(1); фор-ла 3.6]
= 270/160390.81101,13 (3,55+1) /(643,552) = = 385,5 МПа < [н]
5.10. Силы, действующие в зацеплении [(1); Ф-лы 8.3 и 8.4]:
окружная
= 2110,09010/70,64 = 3117 Н
радиальная
= 2112,21 tg20° /cos13°50´= 1157 Н
осевая
= 3117 tg13°50 = 748 Н
5.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [(1); Ф-ла 3.25]
, где - коэффициент нагрузки
где - коэффициент концентрации нагрузки; 1,10 [(1) табл. 3.7] - коэффициент динамичности; 1,45 [(1) табл. 3.8]
1,101,45 = 1,595
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от
эквивалентного числа зубьев .
у шестерни
=24/0,99= 25
у колеса
= 75/0,99= 77
по ГОСТ 21354-75:
3,9; 3,61
Допускаемое напряжение:
[(1); Ф-ла 3.24]
для шестерни
=1,8 НВ = 1,8230 =415 МПа [(1) табл. 3.9]
для колеса
1,8 НВ = 1,8 200 = 360 МПа
- коэффициент безопасности;
где - коэффициент, который учитывает нестабильность свойств
материала колес; 1,75 [(1) табл. 3.9]
1 (для поковок и штамповок);
для шестерни
415/1,75 = 237 МПа
для колеса
360/1,75 = 206 МПа
Находим отношение :
для шестерни
237/3,9 = 60,77 МПа
для колеса
206/3,61 = 57,06 МПа
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого
найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты и
= 1- 9/140 = 0,94
[(1); стр. 46]
для средних значений коэффициенты торцевого перекрытия и
8-й степени точности
проверяем прочность зуба колеса на изгиб:
= 2112,211,5953,610,940,92/502,5 =81,46 МПа < [] = 206 МПа
Условие прочности выполнено.