- •Содержание
- •Общие сведения
- •2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •2.2 Расчёт клиноременной передачи.
- •2.3 Расчет редуктора
- •2.3.1. Расчет 1-й зубчатой цилиндрической передачи
- •2.3.2. Расчет 2-й зубчатой цилиндрической передачи
- •3. Расчет валов редуктора
- •4. Подбор подшипников
- •5. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •6.Расчет валов на усталостную прочность
- •7. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •8. Сборка редуктора
- •Список используемой литературы:
2.2 Расчёт клиноременной передачи.
Исходные данные:
Вт; Вт – мощности на 1-м и 2-м валах;
; - вращающие моменты на 1-м и 2-м валах;
; - частоты вращения 1-го и 2-го валов;
- передаточное число;
Расчёт:
По таблице 2.2.1 [3] выбрано нормальное сечение ремня Б
Для этого сечения: ; Кол-во ремней z: 2…6шт.;
.
Диаметр меньшего шкива должен быть на порядок больше , поэтому по таблице 2.2.4.[3] принимаем ;
Расчётный диаметр ведомого шкива:
;
Действительный диаметр (табл. 2.2.4.[3]): ;
Коэффициент упругого скольжения:
Отсюда действительное передаточное число:
;
Скорректируем частоту вращения и крутящий момент на 2-м валу:
Найдём максимальное и минимальное межосевые расстояния:
Исходя из компоновки привода принимаем:
Расчётная длина ремня:
Действительная длина ремня по таблице 2.2.6.[3] ;
Уточняем межцентровое расстояние:
Угол обхвата ремнём меньшего шкива:
;
Скорость ремня:
Число ремней:
Принимаем Z=3;
Где (сечение ремня, ) – мощность передаваемая одним ремнём, кВт (табл.2.2.7.[3])
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (табл. 2.2.5.[3]);
сечение ремня) (табл. 2.2.6.[3]);
- коэффициент, учитывающий динамичность нагружения передачи и режим её работы.
Сила, нагружающая валы передачи:
Н;
Окружное усилие:
Н;
Напряжения в ремне от действия центробежных сил:
МПа;
Наибольшее напряжения в ремне:
МПа; МПа;
Допускаемое окружное усилие:
(табл.:3.7;3.8;3.9[15])
Число пробегов ремня:
Рассчитаем долговечность передачи:
;σ = σ1+σu+σц =2,487+6+0,0059=8,546 МПа;
σu=6 МПа; σц=0,059 МПа: σ 1=2,487 МПа; ν1=1.7; ν2=1;
L =(10 /7200i)( σ /σ ) * ν1 *ν2=(10/7200*3,14)*(9/8,546) *1,7*1=2046,6 часов;
2.3 Расчет редуктора
2.3.1. Расчет 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [«Детали машин Проектирование» А.Т. Скойбеда]:
Для шестерни:
Сталь: 45ХН
Термическая обработка: улучшение
Твердость: НВ 275
Для зубчатого колеса:
Сталь: 35ХМ
Термическая обработка: улучшение
Твердость: НВ 241
Расчет допускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:
Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:
L =L *365*K *24*K =10*365*0,7*24*0,6=36792 часа
Определяем базовое число нагружений:
N =30(HB1) =30(275) =21,4*10 ≤120*10
N =30(HB2) =30(241) =15,75*10 ≤120*10
Расчетное число циклов нагружений:
N =60*ci*ni* L *(∑K *K )
N =60*1*480*36792(1 *0,7+0,7 *0,3)=8,507*10
N =60*1*83,965*36792(1 *0,7+0,7 *0,3)=1,48*10
т.к. N < N выбираем формулу для расчета коэффициента долговечности:
Z = =
Z = =0,8366 ≥ 0,75
Z = =0,873 ≥ 0,75
Предел контактной выносливости:
σ =2*НВi + 70, МПа – для улучшенных колес
σ =2*275+70=620 МПа
σ =2*241+70=552 МПа
Коэффициент контактной выносливости:
σ = (σ /S )0,9*Z
σ =(620/1,1)*0,9*0,8366=421,234 МПа
σ =(552/1,1)*0,9*0,8933=403,421 МПа
Допускаемые напряжения для передачи:
σ =min ( 0,45(σ + σ ); 1,25(σ ) )=min ( 0,45(421,234 +403,421); 1,25*403,421 ) =
= min( 374,7 МПа ; 504,8 МПа) => σ =374,6469 МПа
Допускаемые напряжения изгиба:
σ =1,75*НВ1=1,75*275=481,25 МПа
σ =1,75*НВ2=1,75*241=421,8 МПа
Базовый предел выносливости (изгибной):
σ = σ *Ya*Yz – для улучшенных колес
причем Ya=1; Yz=1(поковка)
σ = σ * Ya*Yz=490*1*1=481,25 МПа
σ = σ * Ya*Yz=455*1*1=421,8 МПа
Коэффициент запаса: SF1= SF2=1,7 и gF=6
Расчетное эквивалентное число циклов нагружений:
NFEi=60*ci*ni*Lh*(∑K *K )
NFE1=60*1*480*36792*(1 *0,7+0,7 *0,3)=7,78*10
NFE2=60*1*83,96*36792*(1 *0,7+0,7 *0,3)=1,36*10
NFlim=4*10
Коэффициент долговечности:
YNi= 1
Поскольку NFEi > NFlimi принимаем YN1=YN2=1
И определяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):
σ = (σ / SFi)* YNi
σ =(481,25 МПа /1,7)*1=283,08 МПа
σ =(421,8 МПа /1,7)*1=248,1 МПа
Определение кинематических параметров передачи:
Определяем межосевое расстояние по формуле:
aw Ka*(u+1)* , мм
Ka = 430 - коэф. для стальных косозубых колес
u=5,66 – передаточное отношение
T2=573,60 Н*м – крутящий момент на втором валу
σ =374,64 МПа – допускаемое контактное напряжение
=0,5* *(u+1)=0,5*0,4*(5,6+1)=0,5985
по [ «Детали машин Проектирование» А.Т. Скойбеда] определяем коэффициент
K =1,1
aw 430*(5,6+1)* =166,9 мм
по ГОСТу aw = 160 мм
Определяем ширину зубчатого венца:
b = * aw=0,4*160 =64 мм
принимаем b = 50 мм
b = b +4 = 64+4 = 68 мм
Определяем модуль зацепления:
mn =(0,015-0,03)* aw = 0,015*160=2,4 мм
принимаем mn =2 мм
Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:
Z∑=(2* aw / mn)*cosβ` , β`=10°
Z∑=(2*160/ 2)*cos(10°)=158
следовательно Z∑=158
Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:
Z1= Z∑/(u+1)=158/(5,6+1) =24
Следовательно Z1=24
Z2= Z∑- Z1=158 – 24 = 134
уточняем передаточное отношение:
u = 134 / 24 = 5,58
Уточняем угол наклона зубьев:
cosβ= (Z∑* mn) / (2* aw)=158*2/ 320 = 0,9875 , β=9,068°
Определяем геометрические параметры зубчатых колес:
начальные диаметры:
dw1= ( mn / cosβ )*Z1 = ( 2 / 0,9875 )*24 = 48,60 мм
dw2=( mn / cosβ )*Z2 = ( 2 / 0,9875 )*134 = 271,40 мм
уточняем межосевое расстояние:
aw = (dw1+ dw2) / 2 = (48,60 +271,40) / 2 = 160 мм
Определяем диаметры вершин:
da1= dw1 + 2* mn =48,60 + 2*2 = 52,60мм
da2= dw2 + 2* mn = 271,40 + 2*2 =275,40 мм
Определяем диаметры впадин зубьев:
df1= dw1-2,5* mn =48,60 – 2,5*2 = 43,60мм
df2= dw2-2,5* mn =271,40 – 2,5*2 = 266,40мм
Определяем окружную скорость в зацеплении:
V = (π*d w1*n1) / (60*1000) = (3,14*48,60 *475,247) / (60*1000) = 1,2 м/с
в зависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9
Определяем усилия действующие в зацеплении:
окружная: Ft = (2*T1) / dw1 = (2*585,59) / (2*271,40*10 ) = 2,15 кН
радиальная: Fr = (Ft / cosβ)*tn(α ) = (2,15 / 0,9875)*0,364 = 0,795 кН
осевая: Fa = Ft*tnβ = 2,15*0,1596 = 0,3431 кН
. Выполняем проверочный расчет на контактную усталость:
- коэффициент учитывающий геометрию
коэффициент Пуассона (для стали 0,3)
E1, E2 – модуль продольной упругости материалов (2,1*105)
- угол наклона зубьев ( )
- коэффициент торцового перекрытия
, где
=1
- взяли по графику (стр.111 [2]) для степени точности 8
(стр. 111 формула 6.9) [2]
(стр. 111 формула 6.10) [2]
(стр. 152 таблица 6.10) [2]
go=56 (стр. 152 таблица 6.11) [2]
=1,25*1,0169*1=1,27
МПа
МПа
- условие выполняется
. Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:
, где
(стр.114) [2]
(по графику рис. 6.14) [2]
Zv=Z1/cos =24/0.9875=24.92;
Yfs=3.9 Y =1/ =1/1.7012=0.5878; Y =1- =1-(1.606*9.068/120)=0.8786;
МПа
Zv2=134/0.9629=139.15; Yfs2=0.5878; Y =0.5878;Y =0.8786;
МПа
- условие выполняется