Вертикальный редуктор

Содержание 

1. Кинематический и силовой расчет привода 4

2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная 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 = Mw/1000, 

где  М – момент сопротивления вращению, Н×м;

    w – угловая скорость поворота крана, рад/с. 

Р_вых = 1250×12/1000 = 15 кВт. 

      Общий КПД привода: 

h_общ = h²_зh_окh_мh³_подш, 

где  h_з – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

    h_ок – КПД открытой конической передачи;

    h_м – КПД одной муфты;

    h_подш – КПД одной пары подшипников качения. 

h_общ = 0,97²×0,94×0,98×0,99³ = 0,841. 

     Тогда требуемая мощность электродвигателя 

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

      Частота вращения приводного вала: 

n_вых = w×30/p = 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/(h_подшh_ок u_К) = 1263/(0,99×0,94×2) = 678 Н×м. 

     Момент  на промежуточном валу  

Т_П = Т_Т/(h_подшh_зu_Т) = 678/(0,99×0,97×3,21) = 220 Н×м. 

     Вращающий момент на быстроходном валу  

T_Б = Т_П/(h_подшh_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 = 573wL_h, 

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

     L_h – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = w₂L_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 [s]_Н01 = 1,8НВ_1ср + 67 = 1,8×285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

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

      Определяем  допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]_Н1 = K_HL1[s]_Н01 = 1×580,9 = 580,9 Н/мм², 

для колеса

[s]_Н2 = K_HL2[s]_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: 

[s]_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 [s]_F01 = 1,03НВ_1ср = 1,03×285,5 = 294,1 Н/мм²;

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

      Определяем  допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

[s]_F1 = K_FL1[s]_F01 = 1×294,1 = 294,1 Н/мм², 

для колеса

[s]_F2 = K_FL2[s]_F02 = 1×256 = 256 Н/мм². 

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

[s]_F = 256 Н/мм². 

2.3 Проектный расчёт 

      Определим модуль зацепления: 

где К_m – вспомогательный коэффициент;

d₂ = 2a_wu/(u + 1) = 2×180×3,96/(3,96 + 1) = 287,42 мм – делительный диаметр колеса;

     b₂ = y_aa_w = 0,28×180 = 50 мм – ширина венца колеса. 

m ³ 2×5,8×220×10³/(287,42×50×256) = 1,69 мм. 

Полученное  значение модуля округляем до стандартного m = 2 мм.

      Минимальный угол наклона зубьев: 

b_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5×2/50) = 7,99°. 

     Суммарное число зубьев шестерни и колеса: 

z_S = 2a_wcosb_min/m = 2×180×cos(7,99°)/2 = 178,26. 

Полученное  значение округляем в меньшую  сторону до целого числа.

      Уточняем  действительную величину угла наклона  зубьев: 

b = arccos(z_Sm/(2a_w)) = arccos(178×2/(2×180)) = 8,55°. 

      Число зубьев шестерни: 

z₁ = z_S/(1 + u) = 178/(1 + 3,96) = 35,9. 

Полученное  значение округляем до ближайшего целого числа z₁ = 36.

      Число зубьев колеса: 

z₂ = z_S – z₁ = 178 – 36 = 142. 

      Определяем  фактическое передаточное число  и его отклонение: 

u_ф = z₂/z₁ = 142/36 = 3,94;

      Определим фактическое межосевое расстояние 

a_w = (z₁ + z₂)m/(2cosb) = (36 + 142)×2/(2×cos8,55°) = 180 мм. 

     Делительные диаметры шестерни и колеса: 

d₁ = mz₁/cosb = 2×36/cos8,55° = 72,8 мм;

d₂ = mz₂/cosb = 2×142/cos8,55° = 287,2 мм. 

      Диаметры  вершин зубьев шестерни и колеса: 

d_a1 = d₁ + 2m = 72,8 + 2×2 = 76,8 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 287,2 + 2×2 = 291,2 мм. 

      Диаметры  впадин зубьев: 

d_f1 = d₁ – 2,4m = 72,8 – 2,4×2 = 68,0 мм;

d_f2 = d₂ – 2,4m = 287,2 – 2,4×2 = 282,4 мм. 

     Определим силы в зацеплении: 

окружная  F_t = 2T₂×10³/d₂ = 2×220×10³/287,2 = 1532 Н;

радиальная  F_r = F_ttan20°/cosb = 1532×0,364/cos8,55° = 564 Н;

осевая  F_a = F_ttanb = 1532×tan8,55° = 230 Н. 

2.4 Проверочный расчёт 

      Проверим  условие пригодности заготовок  колёс: 

D_заг = d_a1 + 6 = 76,8 + 6 = 82,8 мм < D_пред;

S_заг = b₂ + 4 = 50 + 4 = 54 мм < S_пред. 

Условия выполнены.

      Проверим  контактные напряжения 

где К – вспомогательный коэффициент;

     К_Нa – коэффициент распределения нагрузки;

     K_Нb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

     К_Нv – коэффициент динамической нагрузки. 

      Окружная скорость колёс: 

v = w₂d₂/(2×10³) = 77×287,2/2000 = 11,06 м/с. 

Степень точности передачи – 7.

      Расчётное контактное напряжение: 

s_Н = 376×((1532×(3,94 + 1)/(287,2×50))×1,1×1×1,08)^1/2 = 466,5 < 514,3 Н/мм². 

Полученное  значение меньше допустимого на 9,3%, условие выполнено.

      Проверим  напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса: 

s_F2 = Y_F2Y_bF_tK_FaK_FbK_Fv/(b₂m) ≤ [s]_F2;

s_F1 = s_F2Y_F1/Y_F2 ≤ [s]_F1, 

где K_Fa – коэффициент распределения нагрузки;

     K_Fb – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

     K_Fv – коэффициент динамической нагрузки;

     Y_F – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса;

     Y_b = 1 – b/140 = 0,94 – коэффициент наклона зуба. 

s_F2 = 3,61×0,94×1532×0,81×1×1,27/(50×2) = 53,0 < 256 Н/мм²;

s_F1 = 53,0×3,73/3,61 = 54,8 < 294,1 Н/мм². 

Условия выполнены.

3 Расчёт косозубой цилиндрической передачи (тихоходная ступень) 

3.1 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. 

3.2 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 = 573wL_h, 

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

     L_h – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = w₂L_h = 573×24×36000 = 495072000; N_H02 = 16,37×10⁶.

Для шестерни: N₁ = uN₂ = 3,21×495072000 = 1589181120; N_H01 = 22,62×10⁶.

      Коэффициент долговечности:

для шестерни K_HL1 = (22,62×10⁶/1589181120)^1/6 = 0,492,

для колеса K_HL2 = (16,37×10⁶/495072000)^1/6 = 0,567.

      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 [s]_Н01 = 1,8НВ_1ср + 67 = 1,8×285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

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

      Определяем  допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[s]_Н1 = K_HL1[s]_Н01 = 1×580,9 = 580,9 Н/мм², 

для колеса