- •Техническое задание на проектирование
- •1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2.Расчет зубчатых колес редуктора
- •3.Предварительный расчет валов редуктора
- •Ведущий вал:
- •Ведомый вал:
- •4.Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •Колесо:
- •5.Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •6.Первый этап компоновки редуктора.
- •7.Проверка долговечности подшипников.
- •Ведущий вал
- •8.Проверка прочности шпоночных соединений
- •Ведущий вал:
- •Ведомый вал:
- •Ведущий вал.
- •Ведомый вал.
- •10. Вычерчивание редуктора.
- •11. Посадки зубчатых колес и подшипников.
- •12. Выбор сорта масла
- •13. Сборка редуктора
- •14. Список литературы
Техническое задание на проектирование
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный конический редуктор.
Схема установки:
Электродвигатель
Муфта
Редуктор
Мощность на тихоходном валу, NT, кВт |
4.3 |
Частота вращения тихоходного вала n, об/м |
500 |
Коэффициент перегрузки |
1,5 |
Срок службы в годах |
5 |
Число смен работы за сутки |
3 |
1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяем общий КПД редуктора:
КПД пары конических колес
коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения
Общий КПД:
Требуемая мощность ЭД равна:
По требуемой мощности Ртр=4.53 кВт выбираем ЭД 4А112М4У3 асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения nсинх=1500 об/мин с мощностью Рдв=5.5 кВт и скольжением 3.7% (ГОСТ 19523-81).
Тип ЭД |
NC, об/мин |
S, % |
4A112М4У3 |
1500 |
3.7 |
Номинальная частота вращения вала двигателя:
об/мин
Угловая скорость двигателя: рад/c
Угловая скорость на тихоходном валу:
рад/c
Передаточное число:
В соответствии с ГОСТ 2185-66 выбираем передаточное число
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:
ведущего вала об/мин
рад/с
Ведомого вала об/мин
рад/с
Вращающие моменты на валах:
на валу шестерни
Нм
на валу колеса
Нм
Табл. 1
Вал |
N,кВт |
n,об/мин |
,с-1 |
Т,Нм |
1 |
4.53 |
1445 |
151.2 |
36.4 |
2 |
4.3 |
459 |
48 |
108.9 |
2.Расчет зубчатых колес редуктора
2.1 Выбор материала и термообработки.
По таблице 3.3 [1] примем материалы:
для шестерни: сталь 40Х улучшенную с твердостью HB270
для колеса: сталь 40Х улучшенную с твердостью HB245
2.2 Проектировочный расчет.
Принимаем для колеса предел контактной выносливости
Мпа
Срок службы привода в часах
ч
Число циклов нагружений зубьев колеса
Базовое число циклов для материала колеса
Коэффициент долговечности
Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности KHL=1. Примем коэффициент безопасности [SH]=1.15
Допускаемые контактные напряжения:
МПа
Коэффициент KH при консольном расположении шестерни равен 1.35 (табл. 3.1[1]). Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).
Внешний делительный диаметр колеса:
Для прямозубых передач:
мм
Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм
Число зубьев шестерни выбираем из интервала 1832. Число зубьев шестерни примем , тогда число зубьев колеса
Примем . Тогда
Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 2185-66 допустимых 3%
Внешний окружной модуль мм
Примем
мм
Отклонение от стандартного , что меньше допустимых 2%
Внешний делительный диаметр шестерни
мм
Примем de1=63 мм
Углы делительных конусов:
’
Внешнее конусное расстояние :
мм
Длина зубьев: мм
Примем b=30 мм
Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
мм
мм
Средний делительный диаметр шестерни:
мм
Средний окружной модуль:
мм
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колес: м/c
Примем 7-ю степень точности для конических передач
2.3 Силы в зацеплении:
Окружная сила H
Радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса
Н
Осевая сила для шестерни, равная радиальной для колеса
Н
2.4 Проверочный расчет на контактную выносливость
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
При bd=0.55, при консольном расположении колес и твердости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в закреплении, для прямозубых колес при =4.1 м/с
Проверка контактных напряжений:
МПа
МПа <
2.5 Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке
Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке
МПа
Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением
Мпа
Где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки > 160 мм
Мпа
МПа
Условие прочности выполняется.
2.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
Здесь F=0.85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической
Коэффициент нагрузки , где kF=1.21 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба при bd=0.55, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB<350; kFv=1.35 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в закреплении для прямозубых колес при твердости HB<350, скорость v=4.1м/с и седьмой степени точности.
Коэффициент формы зуба YF выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
Для шестерни:
Для колеса:
При этом ,
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб:
Предел выносливости при изгибе для стали Ст 40Х улучшенной при твердости НВ<350 :
Для шестерни: МПа
Для колеса: МПа
Коэффициент запаса прочности
для стали 40X улучшенной учитывает нестабильность механических свойств
для штампованных и кованых колес
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость и отношение :
для шестерни:
для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к.
Проверяем зуб колеса:
Условие прочности выполняется.
2.7 Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
МПа
Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением.
МПа
МПа
Условие прочности выполняется.
Таким образом, все условия прочности выполняются