Проект двухступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Исходные данные

Исходными данными для курсового проектирования редуктора являются:

а) схема редуктора показана на рис.1.1;

б) вращающий момент на выходном конце тихоходного вала Т_Т=600 Н·м;

в) частота вращения тихоходного вала n_Т=100 мин^-1;

г) длительность работы под нагрузкой L_h=10000 ч;

д) режим нагружения рис.1.2.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема редуктора

редуктор электродвигатель зубчатый передача

Рисунок 1.2 - Режим нагружения

2. Определение основных кинематических и энергетических параметров редуктора

2.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют его требуемую мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность (кВт) на выходном валу редуктора по крутящему моменту Т_Т (Н·м) и частоте вращения n_Т (мин^-1) определяют по формуле:

(2.1)

Тогда требуемая мощность (кВт) электродвигателя:

(2.2)

где - КПД редуктора.

Коэффициент полезного действия двухступенчатого редуктора определяют с учетом потерь в отдельных парах кинематической цепи:

(2.3)

Здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД пары подшипников, - КПД муфты /2/.

Требуемую мощность определяют по формуле (2.2):



Требуемая частота электродвигателя:

(2.4)

где - передаточное число редуктора, - частота вращения быстроходного (входного) вала редуктора.

Для двухступенчатого цилиндрического редуктора примем и вычислим предварительную частоту вращения вала электродвигателя:

(2.5)

Подбираем электродвигатель /2, таблица 24.8/ с мощностью и частотой вращения близкой к . Выбираем асинхронный двигатель серии АИР 112М4/1432 мощностью , синхронной частотой вращения и асинхронной частотой вращения вала электродвигателя .

2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора

После выбора двигателя становятся известны его мощность и частота вращения при номинальной нагрузке.

Передаточное число редуктора:



(2.6)

Передаточное число тихоходной и быстроходной ступеней редуктора определяют, из соотношения /2, стр. 9, табл. 1.3/:

(2.7)

Фактическое передаточное число:

(2.8)

Отклонение фактического передаточного числа от значения , полученного по формуле (2.8), не должно превышать 4%, т.е.

(2.9)

2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора

Частота вращения шестерни быстроходной ступени:

Частота вращения колеса быстроходной ступени:

Частота вращения шестерни тихоходной ступени:

Частота вращения колеса тихоходной ступени:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):

Момент на валу шестерни быстроходной ступени:



3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес

Для зубчатых колес проектируемого редуктора принят материал 40ХН (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ. При этом твердость сердцевины зубьев шестерни и колеса принимает значение 269…302 HB, твердость поверхности зубьев 48…52 HRC /2/.

3.2 Допускаемые контактные напряжения

Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле:

(3.1)

Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений:

a) - предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений, исходя из способа упрочнения поверхности принимаем:

б) минимальный коэффициент запаса прочности; (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) /1/

в) - коэффициент долговечности /1/

(3.2)

где базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев /1/:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений N_HE при ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2) определяют по формуле:

(3.3)

Для шестерни тихоходной передачи:

Для колеса тихоходной передачи:

Для шестерни быстроходной передачи:

Для колеса быстроходной передачи:

По формуле (3.2) находим коэффициент долговечности.

Для колеса тихоходной передачи:

Так как то принимаем:

Из (3.1) найдем допускаемые контактные напряжения.

Для шестерни тихоходной передачи:

Для колеса тихоходной передачи:

Для шестерни быстроходной передачи:



Для колеса быстроходной передачи:

За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений допускаемых напряжений, т.е. .

3.3 Допускаемые изгибные напряжения

Допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес при проектировочном расчете определяют по формуле:

	(3.4)

Наименование параметров уравнения (3.4) и определение их значений:

а) предел выносливости зубьев при изгибе /2/:

б) S_F -коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с поверхностным упрочнением /1/;

в) коэффициент долговечности определяют по формуле:

(3.5)

где базовое число циклов напряжений; эквивалентное число циклов напряжений. При ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2):

(3.6)

где для закаленных и поверхностно упрочненных зубьев /1/.

Для шестерни тихоходной передачи:

Для колеса тихоходной передачи:

Для шестерни быстроходной передачи:

Для колеса быстроходной передачи:

Так как , то принимаем:

По формуле находим допускаемое напряжение изгиба:



3.4 Проектировочный расчет тихоходной передачи

С целью получения оптимальных размеров передачи целесообразно прежде всего определить межосевое расстояние a_wТ и модуль m_Т.

3.4.1 Определение межосевого расстояния

Значение межосевого расстояния:

(3.7)

где для прямозубых колес; коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния /1/; ; коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатых колес принимают в зависимости от коэффициента:

(3.8)

Принимаем /3/.

По формуле (3.7) определим межосевое расстояние:

Вычисленное значение межосевого расстояния округляют до ближайшего числа, кратного пяти. Принимаем .

3.4.2 Назначение модуля передачи

Максимально допустимый модуль , мм определяют из условия неподрезания зубьев у основания

(3.9)

Минимально допустимый модуль , мм определяют из условия прочности:

(3.10)

где для прямозубых передач; ; ; - рабочая ширина зубчатого колеса, которую рассчитывают по формуле:

Минимально допустимый модуль определим по формуле (3.10):

Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Принимаем /1/.



3.4.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

(3.11)

Число зубьев шестерни:

(3.12)

Значение округляют в ближайшую сторону до целого числа. Принимаем .

Число зубьев колеса:

3.4.4 Уточнение передаточного числа

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.



3.4.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

Межосевое расстояние:

(3.13)

Делительные и начальные диаметры:

(3.14)

(3.15)

Диаметр вершин зубьев:

(3.16)

(3.17)

Диаметр впадин зубьев:

(3.18)

(3.19)

Ширина зубчатого венца колеса:

(3.20)

Принимаем /2/.

Ширина зубчатого венца шестерни:

(3.21)

Принимаем .

Коэффициент торцевого перекрытия для цилиндрических передач:

(3.22)

Окружная скорость вращения тихоходной передачи:

(3.23)

В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 9 /2/.

3.4.6 Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

(3.24)

Радиальная сила:

(3.25)

3.5 Проверка зубьев тихоходной передачи на выносливость по контактным напряжениям

Расчетное значение контактного напряжения:

(3.26)



Коэффициент , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; для стальных колес

Коэффициент , учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев; при .

Коэффициент , учитывающий суммарную длину контактных линий;

для прямозубых передач:

(3.27)

Коэффициент нагрузки между зубьями .

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий; /3/.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения; /2/.

Полученные параметры подставляем в формулу (3.13):

т.к. расчетное значение меньше допускаемого на 14,5%, то ранее принятые параметры передачи принимаем за окончательные.

3.6 Проверка зубьев колес тихоходной передачи по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

(3.28)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

(3.29)

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьями; /2/.

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку; /2/.

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий /2/:

Коэффициент , учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений;

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

Учитывая выше вычисленные напряжения, сравним расчетные напряжения изгиба с допускаемыми:

На основании этого можно сделать вывод о том, что тихоходная передача удовлетворяет условиям прочности.

3.7 Проектировочный расчет быстроходной передачи

3.7.1 Определение межосевого расстояния

Для двухступенчатого редуктора, выполняемого по развёрнутой схеме (рис.1.1):

(3.30)

Примем .

Коэффициент ширины зубчатых колес определяют по формуле:

(3.31)

где ; ;

Коэффициент ширины зубчатых колес :



Коэффициент ширины:

3.7.2 Назначение модуля передачи

Максимальное значение модуля определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

где для прямозубых передач;

Минимальное значение модуля:

Из полученного диапазона модулей принимают стандартное значение m. Принимаем /1/.



3.7.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем .

Число зубьев колеса:

3.7.4 Уточнение передаточного числа

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического передаточного числа от номинального не должно превышать 3%, т.е.



3.7.5 Определение основных геометрических размеров шестерни и колеса

Межосевое расстояние:

Делительные и начальные диаметры шестерни и колеса:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Ширина зубчатого венца колеса:

Принимаем /2/.

Ширина зубчатого венца шестерни:

Принимаем .

Коэффициент торцевого перекрытия:

Окружная скорость вращения быстроходной передачи:

В зависимости от окружной скорости назначаем степень точности 8 /2/.

3.7.6 Определение сил в зацеплении

Окружная сила:

Радиальная сила:

Размещено на Allbest.ru

...