Проектирование редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор двигателя. Кинематический и силовой расчёты привода

двигатель привод редуктор шестерня

Принимаем КПД элементов привода: КПД муфты соединительной ; КПД закрытой в корпусе цилиндрической зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках валов передачи . Тогда общий КПД привода от двигателя до приводного вала:

.

Требуемую мощность двигателя P_треб определяем по формуле:

кВт.

Для выбора двигателя, кроме мощности P_треб, необходимо ориентировочно определить его синхронную частоту вращения n_синхр=1000 мин^-1.

Выбираем асинхронный двигатель серии АИ типоразмера АИР160М6 со следующими техническими данными:

P_ном=15 кВт; n_ном=970 мин^-1; S_ном=3%.

Общее передаточное отношение привода

^.

Распределяем i_ред между быстроходной ступенью с передаточным отношением i_Б и тихоходной ступенью с передаточным отношением i_Т:

а) передаточное отношение тихоходной ступени

б) передаточное отношение быстроходной ступени:



Определим частоты вращения валов редуктора, а также вращающий Т и крутящий М_К моменты в различных сечениях этих валов.

Частоты вращения валов редуктора:

Определим вращающий момент на деталях передач редуктора.

Требуемый вращающий момент на выходном конце тихоходного вала (III) редуктора:

Обозначим Т_2Т - вращающий момент на колесе тихоходной ступени.

Условие равновесия вала III:

Т_2Т=Т=1945,37, Н м

Вращающий момент на шестерни тихоходной ступени:

Т_2Б=Т_1Т=383,46, Н м

Т_2Б - вращающий момент колеса быстроходной ступени.

Вращающий момент на шестерни быстроходной ступени:



2. Расчёт тихоходной ступени редуктора

Исходные данные:

а) передаточное отношение передачи (здесь индекс - тихоходная ступень);

б) частота вращения шестерни ступени ;

в) частота вращения колеса ступени ;

г) вращающий момент на колесе ступени ;

д) остальные данные указаны в техническом задании.

Порядок расчета

1. Выбор варианта термообработки зубчатых колес и определение средней твердости активной поверхности зубьев.

а) термообработка шестерни - улучшение + нитроцементация + закалка, твёрдость поверхности зубьев 56…63 HRC_э.

б) для колеса термообработка улучшение - улучшение + нитроцементация + закалка, твёрдость поверхности зубьев 56…63 HRC_э

В) материалы зубчатых колёс 25ХГМ…

Средние твёрдости поверхностей зубьев:

Шестерни

Колесо .

2. Допускаемые контактные напряжения при расчете зубчатой передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев.

Предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев , соответствующий абсциссе точки перелома кривой усталости для контактных напряжений:

Коэффициент безопасности :

Определяем коэффициент долговечности Zn:

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни и колеса при числе зацеплений за один оборот зуба шестерни  и зуба колеса :

Базовое число циклов нагружения (абсцисса точки перелома кривой усталости для контактных напряжений)

Для определения коэффициента долговечности при расчёте на сопротивление контактной усталости сопоставляем полученные величины и .

В нашем случае для шестерни и коэффициент долговечности рассчитываем по формуле:

Для шестерни:

Для колеса:

Отдельно для шестерни и колеса

Для шестерни:

Для колеса:

Минимальная величина допускаемых контактных напряжений .

Окончательно для дальнейших расчётов принимаем .

3. Межосевое расстояние передачи

Передаточное число ступеней:

Приведенный модуль упругости

Вращающийся момент на колесе Т₂=1945,37 Н м

Примем коэффициент .

Тогда коэффициент рабочей ширины передачи относительно делительного диаметра шестерни (предварительно):

Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте по контактным напряжениям для кривой 1 для: .

Коэффициент внешней динамической нагрузки .

Межосевое расстояние рассчитываемой передачи:

,

где - передаточное число; для понижающей передачи.

По ряду ГОСТ 6636-69 принимаем .

4. Модуль передачи, угол наклона зубьев, числа зубьев шестерни и колеса

Ориентировочно величина модуля для косозубой передачи может быть определена по соотношению:

Принимаем стандартное значение .

Число зубьев

Тогда число зубьев шестерни

Принимаем .



Принимаем.

Фактическое передаточное число рассчитываемой передачи

Отклонение передаточного числа и :

5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (точность расчетов-два знака после запятой):

Диаметры начальные (передача без смещения): , .

Проверка:

мм

Т.к. , то зубчатые колеса нарезаются без смещения(

Диаметры окружностей вершин зубьев:



Диаметры окружностей впадин зубьев:

Рабочая ширина передачи (округляется до целого числа):

Ширина венца колеса

мм

Ширина венца шестерни

.

6. Выбор марки стали для изготовления зубчатых колес

Принимаем для изготовления шестерни и колеса сталь 40ХН.

7. Степень точности передачи.

Окружная скорость шестерни и колеса в полюсе зацепления



Принимаем 8-ю степень точности.

8. Определение сил, действующих в зацеплении

При этом для шестерни и колеса:

.

Радиальная сила для шестерни и колеса:

Направления сил , на шестерне противоположны направлениям соответствующих сил , на колесе.

9. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев

Коэффициент

Сопротивление контактной усталости активных поверхностей зубьев обеспечивается, так как выполняется условие:

.

10. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба , соответствующий абсциссе точки перелома кривой усталости для напряжений изгиба, для принятого вида термообработки:

.

Коэффициент безопасности :

Для шестерни .

Для колеса .

Допускаемые напряжения изгиба :

.

11. Проверочный расчет передачи на сопротивление усталости зубьев при изгибе

Расчетные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса:



Сопротивление усталости зубьев при изгибе обеспечивается при выполнении условия: . Для шестерни:

Для колеса:

12. Проверочный расчет передачи на контактную прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Предельные допускаемые контактные напряжения , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев

Расчетные максимальные контактные напряжения при действии пиковой нагрузки

Контактная прочность активных поверхностей зубьев в момент действия пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, так как выполняется условие

13. Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при изгибе пиковой нагрузкой (при кратковременной перегрузке)

Данный расчет выполняется с целью предупреждения статической поломки зуба при действии пиковой нагрузки.

Предельные допускаемые напряжения изгиба , не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого излома зуба пиковой нагрузкой.

Расчетные максимальные напряжения при изгибе в опасном сечении зуба шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки:

Изгибная прочность зубьев шестерни и колеса при действии пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке) обеспечивается, так как выполняются условия:

Размещено на Allbest.ru

...