Содержание

1 Кинематический и силовой расчет привода 4

2 Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстродная ступень) 6

3 Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень) 11

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников 16

5 Расчёт открытой конической передачи 17

6 Конструирование корпуса редуктора 21

7 Расчет шпоночных соединений на смятие 23

8 Проверочный расчет валов 25

9 Подбор подшипников качения на заданный ресурс 38

10 Подбор муфты 41

11 Выбор смазочных материалов 42

12 Список литературы 43

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим потребляемую мощность привода по формуле:

Р_вых = M/1000,

где М – момент сопротивления вращению, Нм;

 – угловая скорость поворота крана, рад/с.

Р_вых = 125012/1000 = 15 кВт.

Общий КПД привода:

_общ = ²_з_ок_м³_подш,

где _з – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

_ок – КПД открытой конической передачи;

_м – КПД одной муфты;

_подш – КПД одной пары подшипников качения.

_общ = 0,97²0,940,980,99³ = 0,841.

Тогда требуемая мощность электродвигателя

P_э.тр = Р_вых/_общ = 15/0,841 = 17,84 кВт.

Частота вращения приводного вала:

n_вых = 30/ = 1230/3,14 = 114,6 об/мин.

Выбираем электродвигатель АИР160M2: Р_дв = 18,5 кВт; n_дв = 2910 об/мин.

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

Выберем передаточное число открытой конической передачи: u_К = 2.

Определим общее передаточное число привода

u_общ = n_дв/n_вых = 2910/114,6 = 25,38.

Определим передаточное число редуктора

u_ред = u_общ/u_К = 25,38/2 = 12,69.

Передаточные числа ступеней редуктора

тихоходной: u_Т = 0,9(u_ред)^1/2 = 0,9(12,69)^1/2 = 3,21;

быстроходной: u_Б = u_ред/u_Т = 12,69/3,21 = 3,96.

1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора

Частота вращения тихоходного вала

n_Т = n_вых u_К = 114,62 = 229,3 об/мин.

Частота вращения промежуточного вала

n_П = n_Т u_Т = 229,33,21 = 735,2 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n_Б = n_П u_Б = 735,23,96 = 2910 об/мин.

Момент на приводном валу

T_вых = M = 1250 Нм.

Момент на тихоходном валу

Т_Т = Т_вых/(_подш_ок u_К) = 1263/(0,990,942) = 678 Нм.

Момент на промежуточном валу

Т_П = Т_Т/(_подш_зu_Т) = 678/(0,990,973,21) = 220 Нм.

Вращающий момент на быстроходном валу

T_Б = Т_П/(_подш_зu_Б) = 220/(0,990,973,96) = 58 Нм.

2 Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень)

2.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёрдость ≤ 350 НВ₁; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср – НВ_2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB₁, термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB_1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы

N = 573L_h,

где  – угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = ₂L_h = 5737736000 = 1588356000; N_H02 = 16,3710⁶.

Для шестерни: N₁ = uN₂ = 3,961588356000 = 6289889760; N_H01 = 22,6210⁶.

Коэффициент долговечности:

для шестерни K_HL1 = (22,6210⁶/6289889760)^1/6 = 0,391,

для колеса K_HL2 = (16,3710⁶/1588356000)^1/6 = 0,466.

Так как N₁ > N_H01, а N₂ > N_H02, то принимаем K_HL1 = 1, K_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

для шестерни []_Н01 = 1,8НВ_1ср + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

для колеса []_Н02 = 1,8НВ_2ср + 67 = 1,8248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[]_Н1 = K_HL1[]_Н01 = 1580,9 = 580,9 Н/мм²,

для колеса

[]_Н2 = K_HL2[]_Н02 = 1514,3 = 514,3 Н/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср = 285,5 – 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]_Н = 514,3 Н/мм².

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

K_FL = (N_F0/N)^1/6,

где N_F0 = 410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни K_FL1 = (410⁶/6289889760)^1/6 = 0,293;

для колеса K_FL2 = (410⁶/1588356000)^1/6 = 0,369.

Так как N₁ > N_F01, а N₂ > N_F02, то принимаем K_FL1 = 1, K_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни []_F01 = 1,03НВ_1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм²;

для колеса []_F02 = 1,03НВ_2ср = 1,03248,5 = 256 Н/мм²;

Определяем допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[]_F1 = K_FL1[]_F01 = 1294,1 = 294,1 Н/мм²,

для колеса

[]_F2 = K_FL2[]_F02 = 1256 = 256 Н/мм².

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]_F = 256 Н/мм².