Расчет редуктора. 6
Введение
Данный привод состоит из двух механических передач:
Редуктор – закрытая зубчатая передача;
Открытая цепная передача.
Так же в привод входит одна упругая муфта.
Передаточное число привода:
Характеристика редуктора:
1. Закрытая зубчатая понижающая передача.
Первый вал – ведущий вал редуктора, быстроходный вал. Второй вал ведомый вал редуктора, тихоходный вал.
2. Редуктор одноступенчатый имеет лишь одно зацепление.
3. Редуктор цилиндрический.
4. Передача косозубая (наклон зубьев на шестерне – правый, на колесе – левый)
5. Привод горизонтальный.
Достоинства:
Высокая нагрузочная способность, малые габариты, большая долговечность и надежность работы, высокий КПД от 97% до 98% в одной ступени, постоянство передаточного отношения, применение в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.
Недостатки:
Повышенные
требования к точности
изготовления, шум
на больших скоростях,
высокая жесткость
без компенсации
динамической нагрузки
1 Выбор электродвигателя
Кинематический
и силовой расчет
привода
1.1.
Найдем требуемую
мощность двигателя
где: Р1 - мощность двигателя.
Р3 - мощность на выходе (на валу цепной передачи ведомой звездочки)
ηобщ
- общий КПД привода.
где: ηмуфты- 0,98
ηподшипн- 0,993
ηцепн- 0,93
ηредуктора - 0,96
(А.Е.
Шейнблит «Курсовое
проектирование деталей
машин» стр. 40)
1.2. Выбор электродвигателя.
Выбираем электродвигатель 4А 180М6/975 серии 4А ГОСТ 19523-81
Рдвиг= 18,5 кВт
nдвиг= 1000 об/мин nном (синхронная) = 975 об/мин
Типоразмер 180М6 число полюсов 6
dдв
= 48 мм
1.3.
Найдем передаточное
число привода
и разобьем по
ступеням.
uред = 2 … 5 = 4
uцепи = 2 … 4 = 3,75
Передаточные
числа выбранных
передач попадают
в решетку интервалов.
1.4.
Кинематический и
силовой расчет
привода.
| № | n
об/мин |
ω
с -1 |
P
Вт |
T
Н м |
| I вал | 975 | 102,05 | 17390 | 170,41 |
| II вал | 243,75 | 25,512 | 15627,35 | 612,537 |
| III вал | 65 | 6,803 | 15000 | 2204,9 |
где: об/мин;
2
Расчет закрытой
зубчатой передачи
2.1. Выбор материала колес
Выбираем сталь марки 40Х для вала шестерни и колеса. D = 125 мм.
Ширина
S = 80 мм. Твердость сердцевины
HB = 269…302. Твердость
поверхности HRCэ = 45….50.
Предел прочности σВ = 900
МПа, Предел текучести σТ =
750 МПа, Термическая
обработка улучшение
и закалка при нагреве
ТВЧ.
2.2.
Допускаемое контактное
напряжение
Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение определяется как:
Для шестерни
Для колеса
Расчетное контактное напряжение:
Требуемое
условие
выполняется
2.3.
Допускаемое напряжение
изгиба.
где: σFmin- Предел выносливости зубьев при изгибе 650 МПа
SFmin- Минимальный коэффициент запаса прочности 1,75 для зубчатых колес изготовленных из поковок.
Ya - Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем 1 при одностороннем приложении нагрузки.
Yn
- Коэффициент долговечности.
где: NFlim = 4 106 - базовое число циклов напряжений
где:
года (22000 из задания
на проект долговечность
зацепления редуктора
в часах)
2.4.
Определяем межосевое
расстояние.
где:
Ка - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач Ка = 43
Т2 - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)
КНβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, зависит от твёрдости и от ψbd
U – передаточное число (из пункта 1.3)
ψbа = b/a – коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно межосевого расстояния
σпр –
допускаемое контактное
напряжение (МПа) (из
пункта 2.2)
Принимаем КНβ = 1.25 (Чернилевский с. 136, таб.4.3) – не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем рекомендуемое для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшение контакта зубьев.
ψbа
= 0.315 Выбираем из технических
условий (Чернилевский
с.139)
Выбираем стандартное межосевое расстояние aω = 160 мм (Чернилевский с. 139, таб.4.10)
Определяем ψbd - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно диаметра
Предварительные
основные размеры
колеса.
2.5.
Определяем ширину венца
зубчатого колеса.
a) колеса
б) шестерни
Принимаем
b1 = 53/55
мм, b2 =
50/52 мм (Дунаев таб. 24.1,
с. 372)
2.6.
Определяем значение
модуля для колёс.
где:
Т2 - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)
U – передаточное число (из пункта 1.3)
σFр2 – допустимое напряжение изгиба (из пункта 2.3)
Km –
вспомогательный коэффициент,
Km = 5.8
Принимаем
2.7.
Определяем суммарное
число зубьев.
где:
β=140; (cos14,070=0,978)
Принимаем
ZΣ = 91
Определяем
действительное значение
угла β.
β = 14.070 –
попадает в интервал.
2.8.
Определяем число зубьев
шестерни.
Определяем
число зубьев колеса
2.9.
Определяем делительные
диаметры колёс.
а) Шестерни
б) Колеса
Проверка:
2.10 Диаметры вершин зубьев.
а) Шестерни
б) Колеса
2.11. Диаметры впадин зубьев.
а) Шестерни
б) Колеса
2.12
Определяем фактическое
передаточное число.
2.13. Коэффициент воспринимаемого смещения.
где:
2.14. Определяем размеры заготовок.
а) Шестерни
б) Колеса
2.15
Контактное напряжение.
где:
Zσ = 270 Kн =
1,26 (Чернилевский §4.3.)
2.16
Силы в зацеплении.
Окружная сила:
Радиальная сила:
Осевая сила:
2.17. Проверка зубьев на напряжение изгиба.
а)
Шестерни
где:
σFp2 – (из пункта 2.3)
- коэффициент наклона линии зуба
- окружная скорость в зацеплении
KF
=1.11 (Чернилевский с. 138,
таб.4.7)
11 МПа ≤ 794,48 МПа
б) Колеса
где:
YF –
коэффициент формы зуба (Чернилевский
с. 143, таб.4.12)
12,49
МПа ≤ 644,8
МПа
3
Расчет цепной передачи
3.1. Параметры цепи
Т1 = 612,537 Н м;
mp - число рядов цепи 1;
шт;
шт;
3.2
Определяем расчетную
мощность.
где:
P1 - мощность
на валу ведущей звездочки
где:
Кд - коэффициент
динамической нагрузки 1
для равномерной нагрузки,
Ка - коэффициент
межосевого расстояния
или длины цепи 1 для
а=(30…50) рц,
Кн - коэффициент
наклона передачи к
горизонту 1 наклон до 60о,
Крег -
коэффициент регулирования
натяжения цепи 1,25 не
регулируется, Кс -
коэффициент смазки
и загрязнения передачи 1,3
удовлетворительная
смазка II класс помещение
запыленное, Креж -
коэффициент продолжительности
работы передачи в течение
суток 1,25 для двухсменной
работы;
KZ - коэффициент числа зубьев.
где
z01
- принимаем 23 для передаточного
отношения 3,75 (Иванов
М.Н. стр. 286 Ряд рекомендуемых
чисел малой звездочки)
Kn
- коэффициент частоты
вращения..
где
n01
- принимаем 200 (Иванов
М.Н. стр. 287 из ряда в
таблице 13.1)
3.3.
По таблице для
n01 и Pp
назначаем однорядную
цепь с шагом рц=38,1
мм (Иванов М.Н. стр. 290
таблица 13.4) ПР-38, 1-127000
ГОСТ 13568-75
3.4. По рекомендации 13.5 a=(50…30)pц (Иванов М.Н. стр. 278) принимаем
a=
40 38,1 = 1524 мм, есть межосевое
расстояние.
3.5.
Определяем скорость
цепи и частоту
вращения звездочки.
где: z1 - число зубьев малой звездочки,
n1 - частота вращения звездочки,
рц
- шаг цепи.
3.6.
Число звеньев цепи
или длина цепи в шагах:
где: z1 - число зубьев малой звездочки,
z2 - число зубьев большой звездочки,
а - межосевое расстояние,
рц
- шаг цепи.
3.7.
Уточняем межосевое
расстояние.
Передача
работает лучше при
небольшом провисании
холостой ветви цепи.
Поэтому межосевое
расстояние принято
уменьшать примерно
на (0,002…0,004)а.
3.8.
Определяем диаметры
звездочек.
3.9.
Определяем окружную
силу цепной передачи.
4
Предварительный расчет
валов.
4.1
Размеры диаметров для
быстроходного вала (вал-шестерня).
где, τ = 25 (МПа) касательное напряжение для муфты,
Т1
= 170,41 (Н∙м) крутящий
момент вала I,
Принимаем
мм.
Рассчитываем
диаметр по подшипники:
Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники лёгкой серии тип 211 (см. Чернилевский, стр.540, т.П.5) ГОСТ 8338-75
| Подшипник | dп | D | B | Cr,
кН |
С0r,
кН |
| 211 | 55 | 100 | 21 | 34 | 25,6 |
Рассчитываем
диаметр под шестерней:
где:
lмуф
= 60 мм. (Дунаев П.Ф. стр
209 таб. 13,5 ГОСТ 20884-75)
Силы,
действующие на вал
I из раздела 3:
Н;
Н;
