В расчетно-пояснительной записке приведены основные расчетные параметры: зубчатой передачи, цепной передачи, валов и т.д.

Липецк 2011

 

Оглавление

1.Аннотация

2.1. Выбор двигателя……………………………………………………….................................4

2.2. Кинематический расчет привода……………………………………………………….......5

2.3. Силовой расчет привода………………………………………………….………………....6

3.Расчет закрытой цилиндрической передачи.

3.1. Выбор материала и термической обработки…………………………………………..…...6

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса…….….…..7

3.3.Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб………..……….….8

3.4.Определение предельно допускаемых напряжений…………….………………….….…...9

3.5.Определение межосевого расстояния…………………………………………….…….…...9

3.6.Выбор модуля зацепления………………………………………………………….….…….10

3.7.Определение суммарного числа зубьев…………………………………………….….…....10

3.8.Определение чисел зубьев шестерни и колеса……………………………………….…..…10

3.9.Проверка межосевого расстояния……………………………………………………….…...11

3.10.Определение ширины зубчатого венца колеса b₂ и шестерни b₁…………………………11

3.11.Определение окружной скорости в зацеплении……………………………………….......11

3.12.Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости…….…..11

3.13.Уточнение коэффициента нагрузки………………………………………………………...11

3.14.Проверка величины расчетного контактного напряжения………………………...……...11

3.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках……………………12

3.16.Проверка зубьев на выносливость при изгибе…………………………………………......12

3.17.Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках……………………………13

3.18.Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи……………………..13

4. Проектирование валов редуктора.

4.1. Проектный расчет……………………………………………………………………….…....14

4.2.Определение конструктивных размеров зубчатого колеса………………………………...15

4.3.Выбор подшипников качения, схемы их установки, и условий смазки.

4.3.1. Выбор типа и размеров подшипников…………………………………………………….15

4.3.2. Выбор смазки подшипников и зацепления………………………………………………..16

4.3.3. Выбор схемы установки подшипников качения…………………………………………..16

4.4. Первый этап компоновки редуктора………………………………………………………..16

5. Проверка долговечности подшипников.

5.1. Для ведущего вала……………………………………………………………………………17

5.2. Проверка прочности шпоночных соединений……………………………………………..20

5.3. Уточненный расчет ведущего вала………………………………………………………….21

Приложение

 

АННОТАЦИЯ

Расчетно-пояснительная записка состоит из 22 страниц, включающих: иллюстраций 7, таблиц 3, библиографических названий 4, приложений 1.

В данной работе приводится расчет цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора по заданным исходным данным, применяемого в приводах общего назначения.

В расчетно-пояснительной записке приведены основные расчетные параметры: зубчатой передачи, цепной передачи, валов и т.д.

 

ГРАФИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

Редуктор цилиндрический одноступенчатый косозубый…………………………………………………………………….А3

 

2.1 Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчет привода.

 

Подбор двигателя. Расчет требуемой мощности двигателя:

 

P_тр = P_вых / h_общ, где h_общ – общий коэффициент полезного действия.

h_общ = h_муфт·h_з.п·h_ц.п;

 

h_муфт = 0,98 [1];

h_з.п = 0,97 [1];

h_ц.п = 0,94 [1];

 

h_общ = 0,98·0,97·0,94 = 0,894;

 

P_тр = 5/0,894 = 5,6 кВт;

P_дв ³ P_тр;

P_дв = 7,5 кВт;

 

n_тр = n_вых·i_общ;

i_общ = i_з.п·i_ц.п;

 

i_з.п = 2…6 [2];

i_ц.п = 3…6 [2];

 

i_общ = 4·3 = 12;

n_тр = 90·12 = 1080 мин^-1;

n_с = 1500 мин^-1;

 

P_дв = 7,5 кВт;

n_с = 1500 мин^-1;

двигатель 132S4/1455.

 

Уточняем общее передаточное число привода:

 

i_общ = n_н/n_вых;

i_общ = 1455/90 = 16,167.

 

Уточняем i_ц.п:

 

i_ц.п = i_общ /i_з.п;

i_ц.п = 16,167/4 = 4,04.

 

 

2.2 Кинематический расчет привода.

n₁ = n_н;

n₁ = 1455 мин^-1;

w₁ = p·n₁/30;

w₁ = 3,14·1455/30 = 152,29 с^-1;

 

 

n₂ = n₁/i_з.п;

n₂ = 1455/4 = 363,75 мин^-1;

w₂ = p·n₂/30;

w₂ = 3,14·363,75/30 = 38,07 с^-1;

 

n₃ = n₂/i_ц.п;

n₃ = 363,75/4,04 = 90 мин^-1;

w₃ = p·n₃/30;

w₃ = 3,14·90/30 = 9,42 с^-1.

 

 

2.3 Силовой расчет привода.

 

 

T₁ = P_тр/w₁;

T₁ = 7,5/152,29 = 0,049·10⁶ Н·мм;

T₂ = T₁· i_з.п·h_з.п = 0,049·10⁶·4·0,97 = 0,19 ·10⁶ Н·мм;

T₃ = T₂· i_ц.п·h_ц.п = 0,19·10⁶·3·0,94 = 0,54 ·10⁶ Н·мм.

 

 

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи.

 

3.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки.

 

T

 

T_п=b_*T_н

 

T₁=T_н

 

T₂=b₂T_н t_н = 10^-5t_å

 

T₃=b₃T_н

 

t_п t

 

a₁t_å a₂t_å

 

t_å

 

 

a₁= 0,5

a₂= 0,4

b₂= 0,8

b₃= 0,7

b_*= 1,2.

 

Таблица 1.

Марка стали	Вид термообработки	sв, МПа	sт, МПа	Твердость, HB	s-1, МПа
30ХГС	Нормализация
30ХГС	Улучшение

Механические характеристики сталей для зубчатых колес [3]

 

 

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса.

 

 

s_н ≤ [s]_н;

s_F ≤ [s]_F;

 

, где s_H0 – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, S_H – коэффициент безопасности, K_HL – коэффициент долговечности.

 

Таблица 2

Термическая или термохимическая обработка	Средняя твердость	sH0, МПа	[S]H
Нормализация или улучшение	≤350 HB	2(HB)+70	1,1

Значения предела контактной выносливости и коэффициента безопасности. [3]

 

МПа;

МПа;

 

, где N_H0 – значение базового числа циклов нагружения; N_HE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи при постоянной нагрузке.

 

;

;

;

 

, где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1; t_i – срок службы передачи под нагрузкой, ч; c – число зацеплений; T_i, T_max, t_i – заданы циклограммой нагружения (T_max – наибольший длительно действующий момент); m – показатель степени.

 

m=3 [3];

k=3;

c=1;

 

;

ч;

 

 

 

 

 

[3];

K_HL1=1;

K_HL2=1;

 

 

 

3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб.

 

 

, где s_F0 – предел контактной выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения, S_F – коэффициент безопасности, K_FL – коэффициент долговечности.

 

S_F = 1,65 [3];

 

, где N_FE – эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи.

 

m = 6 [3];

, m = 6, c = 1;

;

;

 

 

 

[3];

K_FL1=1;

K_FL2=1;

 

 

;

[3];

МПа;

МПа;

 

МПа;

МПа.

 

 

3.4 Определение предельно допускаемых напряжений.

 

 

[σ]_Hпр = 2,86σ_Т;

 

[σ]_Hпр1 = 2,86·740= 2116,4МПа;

[σ]_Hпр2 = 2,86·640=1830,4МПа;

 

[σ]_Fпр = 0,8σ_Т;

 

[σ]_Fпр1 = 0,8·740=592МПа;

[σ]_Fпр2 = 0,8·640=512МПа.

 

 

3.5 Определение межосевого расстояния.

 

, где u = i_зп – передаточное число ступени редуктора; A – численный коэффициент; T₂ – вращающий момент на валу колеса; ψ_ва – коэффициент ширины зубчатого венца; K_H – коэффициент нагрузки.

 

u = i_зп = 4

A = 270 [3];

ψ_ва = 0,25…0,4;

ψ_ва = 0,4;

 

K_H = K_Hα· K_Hβ· K_Hυ , где K_Hα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, K_Hυ – коэффициент динамичности нагрузки.

 

K_Hα = 1,09 [3];

K_Hβ = 1,0…1,15 [3];

K_Hβ = 1,09 [3];

K_Hυ = 1…1,1 [3];

K_Hυ = 1,05;

 

K_H = 1,09∙1,09∙1,05=1,247

 

мм;

мм [3].

 

 

3.6 Выбор модуля зацепления.

 

;

;

мм [3].

 

3.7 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса.

 

.

 

3.8 Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

 

 

 

 

3.9 Проверка межосевого расстояния.

 

;

 

 

 

3.10 Определение ширины зубчатого венца колеса и шестерни.

 

 

 

3.11 Определение окружной скорости в зацеплении.

 

 

3.12 Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости.

 

Степень точности зубчатой передачи – 8, предельная окружная скорость – 10/с.

 

 

3.13 Уточнение коэффициента нагрузки.

 

K_H = K_Hα· K_Hβ· K_Hυ;

 

 

K_Hα = 1,9 [3];

K_Hβ = 1,04 [3];

K_Hυ = 1,3 [3];

 

K_H = 1,47368

 

 

3.14 Проверка величин расчетного контактного напряжения.

 

 

.

 

 

3.15 Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках.

 

 

;

T_ПИК/T_НОМ = b_*;

 

 

3.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе.

 

 

, где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев; Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зубьев; K_FL – коэффициент нагрузки.

 

K_FL = K_Fα· K_Fβ· K_Fυ ,где K_Fα – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца; K_Fυ – коэффициент динамичности нагрузки.

 

 

K_Fα = 0.9 [3];

K_Fβ = 1,1 [3];

K_Fυ = 1,3 [3];

Y_F = 3,6 [3];

Y_β = 0,896 [3].

 

 

3.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках.

 

;

T_ПИК/T_НОМ = b_*;

 

3.18 Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи.

 

;

;

 

 

 

 

Таблица 3

 

Основные параметры зубчатой передачи

 

№	Наименование параметра	Обозначение и численное значение
	Вращающий момент на ведомом валу, Н·м	T2 = 0,19·106
	Угловые скорости валов, рад/с	ω1 = 152,29 ω2 = 38,07
	Межосевое расстояние, мм
	Модуль, мм	m = 2
	Угол наклона зубьев, град	β = 15
	Число зубьев: шестерни колеса	z1 = 24 z2 = 97
	Диаметр делительный, мм: шестерни колеса	d1 = 49,6 d2 = 200,4
	Диаметр вершин, мм: шестерни колеса	da1 = 53,6 da2 = 204,4
	Диаметр впадин, мм: шестерни колеса	df1 = 44,6 df2 = 195,4
	Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса	b1 = 60 b2 = 50
	Силы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая	Ft = 1975,806 Fr = 742,908 Fa = 512,22

 

 

4. Проектирование валов редуктора.

 

4.1 Проектный расчет.

 

 

Рассчитаем диаметры выходных концов вала для шестерни и колеса при допускаемом напряжении [τ_к] = 20МПа:

 

;

 

;

 

По СТ СЭВ 537-77 принимаем стандартное значение диаметра выходного конца вала для шестерни d_B1=24 мм [4]. Так как выходной конец вала соединяется с валом электродвигателем муфтой, то:

 

d_э = 38 [2];

d_в1 = (0,75…1,2)·d_э = (28,5…45,6) мм;

d_в1 = 30 мм;

 

;

d_в2 = 38 мм [4];

 

Определим диаметры валов для шестерни и колеса под подшипник:

 

 

 

Определим диаметры буртиков валов шестерни и колеса под подшипник:

 

;

r₁ = 2;

 

Определим диаметры валов под колесо:

 

d_К2=50 мм.

 

 

4.2 Определение конструктивных размеров зубчатого колеса.

 

 

Основные конструктивные размеры элементов цилиндрических зубчатого колеса: