Вычиcление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении.

Содержание

Техническое задание 3

Расчет редуктора....... 4

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.... 4

2. Выбор марки материала и назначение химико – термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений..... 5

3. Вычисление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении... 6

4. Проверочный расчет........ 9

5. Ориентировочный расчет валов...... 10

6. Компоновка редуктора........12

7. Проверка прочности валов...... 15

8. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений 19

9. Подбор подшипников.......... 21

10. Посадки деталей и сборочных единиц редуктора.. 23

11. Смазка зубчатых колес и подшипников..... 24

12. Список используемой литературы.......... 25

Графическая часть

1. Сборочный чертеж.

2. Чертеж зубчатого колеса.

3. Чертеж вала.

 

 

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

 

Рассчитать и спроектировать одноступенчатый конический редуктор общего назначения с прямозубыми колесами.

 

Исходные данные:

Тип редуктора - конический с прямозубыми колесами;

Мощность на ведомом валу цепной передачи - Р₃ = 4,5кВт;

Частота вращения ведомого вала - n₃ = 80мин ^–1;

Режим нагрузки – постоянный;

Редуктор предназначен для длительной эксплуатации и мелкосерийного производства с нереверсивной передачей.

 

 

Схема редуктора:

 

 

Р₃ n₃

 

 

 

 

 

 

х

М

 

х

 

 

 

 

РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

 

1.1 К.П.Д редуктора.

Общий К.П.Д привода равен

η₀ = η₁ η₂ = 0,97·0,95 = 0,92

где η₁ = 0,97 - К.П.Д конической зубчатой передачи (с учетом потерь в подшипниках);

η₂ = 0,95 - К.П.Д цепной передачи.

Табл.1.1,с.6, [2]

1.2 Потребляемая мощность электродвигателя

Р_э.тр. = Р₃/ η₀ = 4,5/0,92 = 4,89кВт

Выбираем электродвигатель 4А132М8 мощностью Р_э = 5,0кВт с синхронной частотой вращения n_дв = 750мин ^-1

Табл. 19.27, с.384, [2]

 

1.3 Передаточные числа кинематических пар привода.

Общее передаточное число привода

u₀ = n_э/n₃ = 750/80 = 9,375

Примем для конической передачи u_к = 2,5, тогда

u_ц = u₀/u_к = 9,375/2,5 = 3,75

 

1.4 Вращающие моменты на валах привода

На быстроходном валу редуктора

М₁ = М_э· η_м = (9,55·Р_э· η_м)/n_э = (9550·5,0·0,98)/750 = 63Н·м

где η_м= 0,98 – К.П.Д соединительной муфты

Табл.1.1,с.6, [2]

На тихоходном валу редуктора

М₂ = М₁ · u_к· η₁ = 63·2,5·0,97 = 153Н·м

На выходном валу привода

М₃ = М₂ · u_ц· η₂ = 153·3,75·0,95 = 545Н·м

 

 

Выбор марки материала и назначение химико – термической обработки зубьев; определение допускаемых напряжений.

2.1Учитывая условия работы привода выбираем для изготовления зубчатых колес сталь 45; термообработка для колеса – нормализация: НВ180…220; σ⁰_НР = 420МПа; N_Н⁰ = 10⁷; σ⁰_FР = 155МПа; N_F⁰ = 4·10⁶; для шестерни - улучшение: НВ240…280; σ⁰_НР = 600МПа; N_Н⁰ = 1,5·10⁷; σ⁰_FР = 195МПа; N_F⁰ = 4·10⁶.

Табл.П21, с.368;П28, с.371,[2]

Назначаем ресурс передачи

t_ч ³ 10⁴ч

 

Число циклов перемены напряжений

N_НЕ = N_FE = 60t_чn₃ = 60·10⁴·80 = 48·10⁶

Так как N_НЕ > N_Н⁰ и N_FE > N_F⁰, то значения коэффициентов долговечности K_HL = 1; K_FL = 1.

c.97,[1]

2.2 Допускаемые напряжения на изгибную и контактную выносливость определяем по формулам:

 

для колеса:

σ^²_НР = σ⁰_НР K_HL = 420·1 = 420МПа; σ^²_FР = σ⁰_FР K_FL = 155·1 = 155МПа

 

для шестерни:

σ^¢_НР = σ⁰_НР K_HL = 600·1 = 600МПа; σ^¢_FР = σ⁰_FР K_FL = 195·1 = 195МПа.

 

 

Вычиcление параметров передачи, назначение степени точности и определение сил, действующих в зацеплении.

3.1 Внешний делительный диаметр шестерни

 

принимаем d_е1 = 155мм

где К_Нβ = 1,14 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца

Табл. П29. С.373,[1]

k_be = b/R_e = 0,25…0,3, принимаем k_be = 0,285

(c.120,[1])

 

3.2 Число зубьев и внешний окружной модуль

принимаем число зубьев шестерни

z₁ = 22,

тогда число зубьев колеса

z₂ = u·z₁ = 2,5·22 = 55,

cледовательно

m_te = d_e1/z₁ = 155/22 = 7,04

принимаем стандартное значение m_te = 7

 

3.3 Углы делительных конусов шестерни и колеса

δ₂ = arg tg u_к = arg tg 2,5 = 68˚12΄

δ₁ = 90˚ - 68˚12΄ = 21˚48΄

 

3.4 Внешнее конусное расстояние

 

3.5 Ширина венца зуба и среднее конусное расстояние

b = k_be· R_e = 0,285·207 = 59мм

R_m = R_e – b/2 = 207 – 59/2 = 177,5мм

Уточняем значение коэффициента k_be:

k_be = b/R_e = 59/207 = 0,285,

что соответствует принятому ранее.

 

3.6 Нормальный модуль на середине ширины венца

m_tm = m_te – (b/z₁)sin δ₁ = 7 – (59/22)sin 21˚30΄= 7 – 2,68·0,3665 = 6,02мм

3.7 Диаметры шестерни и колеса.

шестерни:

внешний делительный диаметр

d_e1 = m_tez₁ = 7 ·22 = 154мм

средний делительный диаметр

d_m1 = m_tmz₁ = 6,02·22 = 132,44мм

диаметры вершин и впадин зубьев

d_ae1= d_e1 + 2m_tecos δ₁ = 154 + 2·7·0,93 = 167,02мм

d_fe1= d_e1 - 2,4m_tecos δ₁ = 154 – 2,4·7·0,93 = 138,38мм

колеса:

внешний делительный диаметр

d_e2 = m_tez₂ = 7 ·55 = 385мм

средний делительный диаметр

d_m2 = m_tmz₂ = 6,02·55 = 331,1мм

 

диаметры вершин и впадин зубьев

d_ae2= d_e2 + 2m_tecos δ₂ = 385 + 2·7·0,3665 = 390,13мм

d_fe2= d_e2 - 2,4m_tecos δ₂ = 385 – 2,4·7·0,3665 = 378,84мм

 

3.8 Скорость точки на окружности делительного диаметра шестерни

u_m = πd_m1n₁/60 = 3,14·132,44·10 ^–3· 720/60 = 4,99м/с

По табл.2, с. 96,[1] принимаем 7-ю степень точности передачи.

 

3.9 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила на окружности среднего делительного диаметра:

F_t = 2М₁/d_m1 = 2·63/(132,44·10 ^–3) = 950Н

Осевая сила для шестерни и радиальная для колеса:

F_a1 = F_r2 = F_t tgα sinδ₁ = 950·0,364·0,3665 = 127H

Радиальная сила для шестерни и осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_t tgα cosδ₁ = 950·0,364·0,93 = 322H

 

3.10 Расчет цепной передачи.

Шаг цепи

 

где коэффициент нагрузки (Табл.П20,с.367,[1]

К = К₁К₂К₃К₄К₅ = 1,0·1,5·1,45·1,0·1,25 = 2,72

К₁ = 1,0 – динамический коэффициент;

К₂ = 1,5 – коэффициент смазки (при периодичекой смазке);

К₃ = 1,45 – коэффициент продолжительности работы (при трехсменной работе);

К₄ = 1,0 – коэффициент длины цепи;

К₅ = 1,25 – коэффициент регулирования цепи (при нерегулируемой передаче);

z₁ =27 число зубьев меньшей звездочки (Табл. П18,с.367, [1])

[p] =34,3МПа – допускаемое давление (Табл.П19,с.367,[1];

i = 1 – число рядов роликовой цепи

 

Окружная скорость

u_ц = tzn/60 = 0,033·27·80/60 = 1,19м/с

Сила, действующая на валы и опоры

F_ц » 1,15F_tц = 1,15Р₃/ u_ц = 1,15·4,5·10³/1,19 = 4350Н

 

 

Проверочный расчет

4.1 На контактную выносливость зубьев

Контактные напряжения:

,

где Z_H = 1,76 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; с.120,[1]

Z_M = 274·10 ³Па^1/2 - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес; Табл.П22,368,[1]

где коэффициент торцового перекрытия

ε_а » 1,88 – 3,2(1 – 1/z _{v 1} + 1/z _{v 2}) = 1,88 – 3,2(1 – 1/23,7 + 1/153) = 1,72

приведенное число зубьев

z _{v 1} = z₁/cosδ₁ = 22/0,93 = 23,7; z _{v 2} = z₂/cosδ₂ = 55/0,3665 = 153

К_Н = К_{Н β}К_{Н v} = 1,14·1,2 = 1,37 – коэффициент нагрузки

К_{Н v} = 1,2 – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении Табл. 29, с. 373,[1]

4.2 На выносливость зубьев при изгибе

Напряжения изгиба:

,

где Y΄_F - 4,0013 – коэффициент формы зуба шестерни

Y΄΄_F - 3,78 – коэффициент формы зуба колеса Табл. 27, с.370,[1]

 

Сравниваем прочность зуба шестерни и колеса

σ΄_FР/ Y΄_F = 195/4,0013 = 48,73МПа

σ΄΄_FР/ Y΄΄_F = 155/3,78 = 41МПа, т. к. прочность зуба колеса меньше, то проверку выносливости зубьев выполняем по зубьям колеса

К_F = К_{F β}К_{F v} = 1,29·1,4 = 1,806 – коэффициент нагрузки

К_{F β} = 1,29 – коэффициент распределения нагрузки

Табл. 29, с.373,[1]

К_{F v} = 2К_{Н v} – 1 = 2·1,2 – 1 = 1,4 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении