Спроектировать привод

З А Д А Н И Е

Спроектировать привод.

 

В состав привода входят следующие передачи:

 

1 - закрытая зубчатая коническая передача;

2 - закрытая зубчатая цилиндрическая передача.

 

Мощность на выходном валу Р = 2,31 кВт.

Частота вращения выходного вала n = 93,371 об./мин.

 

Коэффициент годового использования Кг = 1.

Коэффициент использования в течении смены Кс = 1.

Срок службы L = 9 лет.

Число смен S = 2.

Продолжительность смены T = 8 ч.

Тип нагрузки - постоянный.

 

 

Содержание

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт....................................................

 

Расчёт 1-й зубчатой конической передачи..................................................................

 

Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи..........................................................

 

Предварительный расчёт валов..................................................................................

 

Конструктивные размеры шестерен и колес...............................................................

 

Проверка прочности шпоночных соединений..............................................................

 

Конструктивные размеры корпуса редуктора.............................................................

 

Расчёт реакций в опорах............................................................................................

 

Проверка долговечности подшипников.......................................................................

 

Уточнённый расчёт валов...........................................................................................

 

Тепловой расчёт редуктора........................................................................................

 

Выбор сорта масла....................................................................................................

 

Выбор посадок...........................................................................................................

 

Технология сборки редуктора....................................................................................

 

Список использованной литературы...........................................................................

 

Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой конической передачи: h1= 0,965

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2= 0,975

 

Общий КПД привода будет:

 

h = h1x... xhnxhподш.3xhмуфты2

= 0,965 x0,975 x0,993x0,982= 0,877

 

где hподш.= 0,99 - КПД одного подшипника.

hмуфты= 0,98 - КПД одной муфты.

 

Угловая скорость на выходном валу будет:

 

wвых.= p xnвых./ 30 = 3,142 x93,371 / 30 = 9,778 рад/с

 

Требуемая мощность двигателя будет:

 

Pтреб.= Pвых./ h = 2,31 / 0,877 = 2,634 кВт

 

В таблице 24.7[2] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 132S8 (исполнение IM1081), с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт. Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг.= 716 об/мин, угловая скорость wдвиг.= p xnдвиг./ 30 = 3,14 x716 / 30 = 74,979 рад/с.

 

Oбщее передаточное отношение:

 

U = wвход./ wвых.= 74,979 / 9,778 = 7,668

 

Суммарное передаточное число редуктора :

 

U(ред.)= 7,668

 

По формулам из таблицы 1.3[2] для коническо-цилиндрического редуктора для тихоходной передачи получаем передаточное число:

 

U2= 0.63 xU(ред.)2/3= 0.63 x7,6682/3= 2,45

 

Примем U2= 2,5

 

Тогда передаточное число для быстроходной передачи:

 

U1= U(ред.)/ U2= 7,668 / 2,5 = 3,067

 

Примем U1= 3,15

 

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу :

 

Вал 1-й	n1= nдвиг.= 716 об./мин.	w1= wдвиг.= 74,979 рад/c.
Вал 2-й	n2= n1/ U1= 716 / 3,15 = 227,302 об./мин.	w2= 1/ U1= 74,979 / 3,15 = 23,803 рад/c.
Вал 3-й	n3= n2/ U2= 227,302 / 2,5 = 90,921 об./мин.	w3= 2/ U2= 23,803 / 2,5 = 9,521 рад/c.

 

Вращающие моменты на валах будут:

 

T1= Pтреб.xhподш./ w1=

2,634 x106x0,99 / 74,979 = 34778,538 Нxмм

 

T2= T1xU1xh1xhподш.=

34778,538 x3,15 x0,965 x0,99 = 104660,879 Нxмм

 

T3= T2xU2xh2xhподш.=

104660,879 x2,5 x0,975 x0,99 = 252559,782 Нxмм

Расчёт 1-й зубчатой конической передачи

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[1]):

 

- для шестерни : сталь : 45Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 180

 

- для колеса : сталь : 45Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 160

 

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

 

[s]H= sH limxZNxZRxZv/ SH ,

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

 

sH lim b= 2 xHB + 70 .

 

sHlim(шестерня)= 2 x180 + 70 = 430 МПа;

sH lim(колесо)= 2 x160 + 70 = 390 МПа;

 

Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

 

d'e1= K x(T(шест.)/ (U xuH))1/3= 30 x(347,785 / (3,15 x1,882))1/3= 116,569 мм.

 

где коэффициент K в зависимости от поверхностной твёрдости, для выбранных материалов K = 30; для косозубой конической передачи для данной твёрдости выбранных материалов по табл. 2.11[2]:

uH= 1,22 + 0,21 xU = 1,22 + 0,21 x3,15 = 1,882

 

Окружную скорость Vmна среднем делительном диаметре вычисляем по формуле (при Kbe= 0,285):

 

Vm= p x0,857 xd'e1xn(шест.)/ (6 x104) =

3,142 x0,857 x116,569 x715,997 / (6 x104) = 3,745 м/с.

 

SH- коэффициент безопасности SH= 1,1; ZN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

ZN= (NHG/ NHE)1/6,

 

где NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

 

NHG= 30 xHBср2.4£ 12 x107

NHG(шест.)= 30 x1802.4= 7758455,383

NHG(кол.)= 30 x1602.4= 5848024,9

 

NHE= mHxNк- эквивалентное число циклов.

 

Nк= 60 xn xc xtS

 

Здесь :

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 715,997 об./мин.; nкол.= 227,301 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=9 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

 

tS= 365 x9 x2 x8 = 52560 ч.

 

mH= 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

 

Nк(шест.)= 60 x715,997 x1 x52560 = 2257968139,2

Nк(кол.)= 60 x227,301 x1 x52560 = 716816433,6

 

NHE(шест.)= 0,18 x2257968139,2 = 406434265,056

NHE(кол.)= 0,18 x716816433,6 = 129026958,048

 

В итоге получаем:

 

ZN(шест.)= (7758455,383 / 406434265,056)1/6= 0,517

Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.)= 1

 

ZN(кол.)= (5848024,9 / 129026958,048)1/6= 0,597

Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.)= 1

 

ZR= 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

 

Zv- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv= 1...1.15

 

По предварительно найденной окружной скорости получим Zv:

 

Zv= 0.85 xV0.1= 0.85 x3,7450.1= 0,97

 

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s]H1= 430 x1 x0,9 x1 / 1,1 = 351,818 МПа;

для колеса [s]H2= 390 x1 x0,9 x1 / 1,1 = 319,091 МПа;

 

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:

 

[s]H= (0.5 x( [s]H12+ [s]H22))1/2

 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

 

[s]H= (0.5 x(351,8182+ 319,0912))1/2= 335,853 МПа.

 

Требуемое условие выполнено :

 

[s]H= 335,853МПа < 1.25 x[s]H2= 1.25 x319,091 = 398,864МПа.

 

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

 

[s]F= sF limxYNxYRxYA/ SF.

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

 

sF lim(шестерня)= 324 МПа;

sF lim(колесо)= 288 МПа;

 

SF- коэффициент безопасности SF= 1,7; YN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

YN= (NFG/ NFE)1/6,

 

где NFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

 

NFG= 4 x106

 

NFE= mFxNк- эквивалентное число циклов.

 

Nк= 60 xn xc xtS

 

Здесь :

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 715,997 об./мин.; nкол.= 227,301 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=9 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

 

tS= 365 x9 x2 x8 = 52560 ч.

 

mF= 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

 

Nк(шест.)= 60 x715,997 x1 x52560 = 2257968139,2

Nк(кол.)= 60 x227,301 x1 x52560 = 716816433,6

 

NFE(шест.)= 0,036 x2257968139,2 = 81286853,011

NFE(кол.)= 0,036 x716816433,6 = 25805391,61

 

В итоге получаем:

 

YN(шест.)= (4 x106/ 81286853,011)1/6= 0,605

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.)= 1

 

YN(кол.)= (4 x106/ 25805391,61)1/6= 0,733

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.)= 1

 

YR= 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

 

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1= 0,65. Для материала шестерни YA2= 0,65 (стр. 16[2]).

 

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [s]F1= 324 x1 x1 x0,65 / 1,7 = 123,882 МПа;

для колеса [s]F2= 288 x1 x1 x0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;

 

При полученной скорости для конической передачи с круговыми зубьями выбираем 8-ю степень точности.

 

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни:

 

de1= 165 x(KHvxKHbxT(шест.)/ (U xuHx[s]2H))1/3

 

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KHv= 1,054 для конической передачи с круговыми зубьями выбираем по табл. 2.6[2]. Коэффициент KHb, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, находим через коэффициент KHbo= 0,989. Для конических колёс с круговыми зубьями:

 

KHb= (KHbo)1/2= (0,989)1/2= = 0,994

Так как KHb< 1,2, то принимаем KHb= 1,2

 

В итоге получаем:

 

de1= 165 x(1,054 x1,2 x34778,538 / (3,15 x1,882 x335,8532))1/3= 66,607 мм.

 

Так как ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента ybdвычисляем ориентировочно:

 

ybd= 0,166 x(U2+ 1)1/2= 0,166 x(3,152+ 1)1/2= 0,549

 

Угол делительного конуса шестерни:

 

d1= arctg(1 / U) = arctg(1 / 3,15) = 17,613o

 

Внешнее конусное расстояние:

 

Re= de1/ (2 xsin(d1)) = 66,607 / (2 xsin(17,613o)) = 110,063 мм

 

Ширина зубчатого венца:

 

b = 0,285 xRe= 0,285 x110,063 = 31,368 мм

Принимаем по табл. 24.1[2] b = 32 мм.

 

Внешний торцовой модуль передачи:

 

mte³ 14 xKFvxKFbxT(шест.)/ (de1xb xuFx[s]F)

 

где коэффициент внутренней динамической нагрузки KFv= 1,109 для конической передачи с круговыми зубьями выбираем по табл. 2.9[2]. коэффициент KFb, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, для конических передач с круговой нарезкой зубьев:

 

KFb= (K'Fb)1/2, здесь:

 

K'Fb= 0,18 + 0,82 xKHbo= 0,18 + 0,82 x0,989 = 0,991

 

KFb= (0,991)1/2= 0,995

Так как KFb< 1.15, то принимаем KFb= 1,15

 

Для косозубой конической передачи для данной твёрдости выбранных материалов по табл. 2.11[2]:uF= 0,94 + 0,08 xU = 0,94 + 0,08 x3,15 = 1,192

 

Тогда:

 

mte ³ 14 x1,109 x1,15 x34778,538 / (66,607 x32 x1,192 x110,118) = 2,22

Принимаем по табл. 24.1[2] mte= 3,2 мм

 

Числа зубьев шестерни:

 

z1= de1/ mte= 66,607 / 3,2 = 20,815 = 21

 

Числа зубьев колеса:

 

z2= z1xU = 21 x3,15 = 66,15 = 66

 

Фактическое передаточное число будет:

 

Uф= z2/ z1= 66 / 21 = 3,143

 

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,2%, что меньше, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

 

Углы делительных конусов шестерни и колеса:

 

d1= arctg(1 / Uф) = arctg(1 / 3,143) = 17,65o

d2= 90o- d1= 90o- 17,65o= 72,35o

 

Делительные диаметры колёс:

 

de1= mtexz1= 3,2 x21 = 67,2 мм;

 

de2= mtexz2= 3,2 x66 = 211,2 мм.

 

Внешние делительные диаметры колёс:

 

dae1= de1+ 1,64 x(1 + xn1) xmtexcos(d1) =

67,2 + 1,64 x(1 + 0,272) x3,2 xcos(17,65o) = 73,561 мм

 

dae2= de2+ 1,64 x(1 + xn2) xmtexcos(d2) =

211,2 + 1,64 x(1 - 0,272) x3,2 xcos(72,35o) = 212,358 мм

 

где xn1= 0,272 - смещение для шестерни, находится по таблице 2.13[2]. Смещение для колеса xn2= -xn1= -0,272.

 

Средние диаметры шестерни и колеса:

 

dm1= 0,857 xde1= 0,857 x67,2 = 57,59 мм

 

dm2= 0,857 xde2= 0,857 x211,2 = 180,998 мм

 

Силы в зацеплении:

окружная сила на среднем диаметре:

 

Ft= 2 x103xT(шест.)/ dm1= 2 x103x34,779 / 57,59 = 1207,814 H

 

осевая сила на шестерне:

 

Fa1= gaxFt

 

где ga= 0,44 xsin(d1) + 0,7 xcos(d1) = 0,44 xsin(17,65o) + 0,7 xcos(17,65o) = 0,8

 

Fa1= 0,8 x1207,814 = 966,251 H

 

радиальная сила на шестерне:

 

Fr1= grxFt

 

где gr= 0,44 xcos(d1) - 0,7 xsin(d1) = 0,44 xcos(17,65o) - 0,7 xsin(17,65o) = 0,207

 

Fr1= 0,207 x1207,814 = 250,017 H

 

осевая сила на колесе:

 

Fa2= Fr1= 250,017 H

 

радиальная сила на колесе:

 

Fr2= Fa1= 966,251 H

 

Расчётное контактное напряжение:

 

sH= 6,7 x104x(KHvxKHbxT(шест.)/ (Uфxde13xuH))1/2=

6,7 x104x(1,054 x1,2 x34,779 / (3,143 x67,23x1,882))1/2=

331,669 МПа £ [s]H= 335,853 МПа.

 

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

 

sF2= 2,72 x103xKFvxKFbxT(шест.)xYFS2/ (b xd xe1xmtexuF) £ [s]F2= 110,118 МПа.

 

в зубьях шестерни:

 

sF1= sF2xYFS1/ YFS2 £ [s]F1

 

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zvи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

 

zv1= z1/ (cos3(bn) xcos(d1)) = 21 / (cos3(35o) xcos(17,65o)) = 40,093

 

zv2= z2/ (cos3(bn) xcos(d2)) = 66 / (cos3(35o) xcos(72,35o)) = 396,022

 

По табл. 2.10[2]:

 

YFS1= 3,568

YFS2= 3,61

 

Тогда:

 

sF2= 2,72 x103x1,109 x1,15 x34,779 x3,61 / (32 x67,2 x3,2 x1,192) =

53,097 МПа £ [s]F2= 110,118 МПа.

 

sF1= 53,097 x3,568 / 3,61 =

52,479 МПа £ [s]F1= 123,882 МПа.

Расчёт 2-й зубчатой цилиндрической передачи

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

 

- для шестерни : сталь : 45Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 180

 

- для колеса : сталь : 45Л

термическая обработка : нормализация

твердость : HB 160

 

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

 

[s]H= sH limxZNxZRxZv/ SH ,

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

 

sH lim b= 2 xHB + 70 .

 

sHlim(шестерня)= 2 x180 + 70 = 430 МПа;

sH lim(колесо)= 2 x160 + 70 = 390 МПа;

 

SH- коэффициент безопасности SH= 1,1; ZN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

ZN= (NHG/ NHE)1/6,

 

где NHG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

 

NHG= 30 xHBср2.4£ 12 x107

NHG(шест.)= 30 x1802.4= 7758455,383

NHG(кол.)= 30 x1602.4= 5848024,9

 

NHE= mHxNк- эквивалентное число циклов.

 

Nк= 60 xn xc xtS

 

Здесь :

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 227,302 об./мин.; nкол.= 90,921 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=9 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

 

tS= 365 x9 x2 x8 = 52560 ч.

 

mH= 0,18 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

 

Nк(шест.)= 60 x227,302 x1 x52560 = 716819587,2

Nк(кол.)= 60 x90,921 x1 x52560 = 286728465,6

 

NHE(шест.)= 0,18 x716819587,2 = 129027525,696

NHE(кол.)= 0,18 x286728465,6 = 51611123,808

 

В итоге получаем:

 

ZN(шест.)= (7758455,383 / 129027525,696)1/6= 0,626

Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.)= 1

 

ZN(кол.)= (5848024,9 / 51611123,808)1/6= 0,696

Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.)= 1

 

ZR= 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

 

Zv- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv= 1...1,15 .

 

Предварительное значение межосевого расстояния:

 

aw' = K x(U + 1) x(Tшест./ U)1/3

 

где К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

 

aw' = 10 x(2,5 + 1) x(104,661 / 2,5)1/3= 121,53 мм.

 

Окружная скорость Vпредв. :

 

Vпредв.= 2 xp xaw' xnшест./ (6 x104x(U + 1)) =

2 x3.142 x121,53 x227,302 / (6 x104x(2,5 + 1)) = 0,827 м/с

 

По найденной скорости получим Zv:

 

Zv= 0.85 xVпредв.0.1= 0.85 x0,8270.1= 0,834

 

Принимаем Zv= 1.

 

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [s]H1= 430 x1 x0,9 x1 / 1,1 = 351,818 МПа;

для колеса [s]H2= 390 x1 x0,9 x1 / 1,1 = 319,091 МПа;

 

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение находим по формуле 3.10 гл.3[1]:

 

[s]H= (0.5 x( [s]H12+ [s]H22))1/2

 

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

 

[s]H= (0.5 x(351,8182+ 319,0912))1/2= 335,853 МПа.

 

Требуемое условие выполнено :

 

[s]H= 335,853 МПа < 1.25 x[s]H2= 1.25 x319,091 = 398,864 МПа.

 

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

 

[s]F= sF limxYNxYRxYA/ SF ,

 

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

 

sF lim(шестерня)= 324 МПа;

sF lim(колесо)= 288 МПа;

 

SF- коэффициент безопасности SF= 1,7; YN- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

 

YN= (NFG/ NFE)1/6,

 

где NFG- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

 

NFG= 4 x106

 

NFE= mFxNк- эквивалентное число циклов.

 

Nк= 60 xn xc xtS

 

Здесь :

 

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 227,302 об./мин.; nкол.= 90,921 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

 

tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

 

- Lг=9 г. - срок службы передачи;

- С=2 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

 

tS= 365 x9 x2 x8 = 52560 ч.

 

mF= 0,036 - коэффициент эквивалентности по табл. 2.4[2] для среднего номинального режима нагрузки (работа большую часть времени со средними нагрузками).Тогда:

 

Nк(шест.)= 60 x227,302 x1 x52560 = 716819587,2

Nк(кол.)= 60 x90,921 x1 x52560 = 286728465,6

 

NFE(шест.)= 0,036 x716819587,2 = 25805505,139

NFE(кол.)= 0,036 x286728465,6 = 10322224,762

 

В итоге получаем:

 

YN(шест.)= (4 x106/ 25805505,139)1/6= 0,733

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.)= 1

 

YN(кол.)= (4 x106/ 10322224,762)1/6= 0,854

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.)= 1

 

YR= 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

 

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При реверсивной нагрузке для материала шестерни YA1= 0,65. Для материала шестерни YA2= 0,65 (стр. 16[2]).

 

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [s]F1= 324 x1 x1 x0,65 / 1,7 = 123,882 МПа;

для колеса [s]F2= 288 x1 x1 x0,65 / 1,7 = 110,118 МПа;

 

По таблице 2.5[2] выбираем 9-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

 

aw= Kax(U + 1) x(KHxTкол./ (ybaxU2x[s]2H))1/3,

 

где Кa= 43 - для косозубой передачи, для несимметрично расположенной цилиндрической передачи выбираем yba= 0,315; KH- коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

 

KH= KHvxKHbxKHa

 

где KHv= 1,02 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KHb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KHbопределяют по формуле:

 

KHb= 1 + (KHbo- 1) xKHw

 

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KHboпредварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ybd:

 

ybd= 0.5 xybax(U + 1) =

0.5 x0,315 x(2,5 + 1) = 0,551

 

По таблице 2.7[2] KHbo= 1,073. KHw= 0,157 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

 

KHb= 1 + (1,073 - 1) x0,157 = 1,011

 

Коэффициент KHaопределяют по формуле:

 

KHa= 1 + (KHao- 1) xKHw

 

KHao- коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для косозубой передачи и для данного типа сталей колёс:

 

KHao= 1 + 0.25 x(nст- 5) =

1 + 0.25 x(9 - 5) = 2

Так как значение получилось большим 1.6, то принимаем KHao= 1.6

 

KHa= 1 + (1,6 - 1) x0,157 = 1,094

 

В итоге:

 

KH= 1,02 x1,011 x1,094 = 1,128

 

Тогда:

 

aw= 43 x(2,5 + 1) x(1,128 x252559,782 / (0,315 x2,52x335,8532))1/3= 163,53 мм.

 

Принимаем ближайшее значение awпо стандартному ряду: aw= 160 мм.

 

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

 

d2= 2 xawxU / (U + 1) =

2 x160 x2,5 / (2,5 + 1) = 228,571 мм.

 

Ширина:

 

b2= ybaxaw= 0,315 x160 = 50,4 мм.

 

Ширину колеса после вычисления округляем в ближайшую сторону до стандартного числа (см. табл. 24.1[2]): b2= 50 мм.

 

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

 

mmax» 2 xaw/ (17 x(U + 1)) =

2 x160 / (17 x(2,5 + 1)) = 5,378 мм.

 

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

 

mmin= (KmxKFxTшест.x(U + 1)) / (awxb2x[s]F)

 

где Km= 2.8 x103- для косозубых передач; [s]F- наименьшее из значений [s]F1и [s]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

 

KF= KFvxKFbxKFa

 

Здесь коэффициент KFv= 0,86 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KFb- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

 

KFb= 0.18 + 0.82 xKHbo= 0.18 + 0.82 x1,073 = 1,06

 

KFa= KHao= 1,6 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

 

Тогда:

 

KF= 0,86 x1,06 x1,6 = 1,459

 

mmin= (2.8 x103x1,459 x104,661 x(2,5 + 1)) / (160 x50 x110,118) = 1,699 мм.

 

Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 2.

Для косозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: b = 9o.

Суммарное число зубьев:

 

ZS= 2 xawxcos(b) / m =

2 x160 xcos(9o) / 2 = 158,03

 

Полученное значение ZSокругляем в меньшую сторону до целого числа ZS= 158. После этого определяется действительное значение угла boнаклона зубьев:

 

b = arccos(ZSxm / (2 xaw)) =

arccos(158 x2 / (2 x160)) = 9,069o

 

Число зубьев шестерни:

 

z1= ZS/ (U + 1) ³ z1min= 17 xCos3(b) = 16,37»17 (для косозубой и шевронной передач).

 

z1= 158 / (2,5 + 1) = 45,143

 

Принимаем z1= 46

 

Коэффициент смещения x1= 0 при z1³ 17.

Для колеса внешнего зацепления x2= -x1= 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

 

z2= ZS- z1= 158 - 46 = 112

 

Фактическое передаточное число:

 

Uф= z2/ z1= 112 / 46 = 2,435

 

Фактическое значение передаточного числа отличается на 2,6%, что не более, чем допустимые 4% для двухступенчатого редуктора.

 

Делительное межосевое расстояние:

 

a = 0.5 xm x(z2+ z1) = 0.5 x2 x(112 + 46) = 158 мм.

 

Коэффициент воспринимаемого смещения:

 

y = -(aw- a) / m = -(160 - 158) / 2 = -1

 

Диаметры колёс:

делительные диаметры:

 

d1= z1xm / cos(b) = 46 x2 / cos(9,069o) = 93,165 мм.

 

d2= 2 xaw- d1= 2 x160 - 93,165 = 226,835 мм.

 

диаметры daи dfокружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

 

da1= d1+ 2 x(1 + x1) xm = 93,165 + 2 x(1 + 0) x2 = 97,165 мм.

 

df1= d1- 2 x(1.25 - x1) xm = 93,165 - 2 x(1.25 - 0) x2 = 88,165 мм.

 

da2= d2+ 2 x(1 + x2- y) xm = 226,835 + 2 x(1 + 0 - (-1)) x2 = 230,035 мм.

 

df2= d2- 2 x(1.25 - x2) xm = 226,835 - 2 x(1.25 - 0) x2 = 221,835 мм.

 

Расчётное значение контактного напряжения:

 

sH= Zsx((KHxTшест.x(Uф+ 1)3) / (b2xUф))1/2/ aw £ [s]H

 

где Zs= 8400 - для косозубой передачи. Тогда:

 

sH= 8400 x((1,128 x104,661 x(2,435 + 1)3) / (50 x2,435))1/2/ 160 =

329,126 МПа £ [s]H= 335,853 МПа.

 

Силы в зацеплении:

окружная:

 

Ft= 2 xTшест./ d1= 2 x104660,879 / 93,165 = 2246,785 H;

 

радиальная:

 

Fr= Ftxtg(a) / cos(b) = 2246,785 xtg(20o) / cos(9,069o) = 828,115 H;

 

осевая:

 

Fa= Ftxtg(b) = 2246,785 xtg(9,069o) = 358,63 H.

 

Расчётное напряжение изгиба:

в зубьях колеса:

 

sF2= KFxFtxYFS2xYbxYe/ (b2xm) £ [s]F2

 

в зубьях шестерни:

 

sF1= sF2xYFS1/ YFS2 £ [s]F1

 

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zvи коэффициента смещения. Приведённые числа зубьев:

 

zv1= z1/ cos3(b) = 46 / cos3(9,069o) = 47,769

 

zv2= z2/ cos3(b) = 112 / cos3(9,069o) = 116,307

 

По табл. 2.10[2]:

 

YFS1= 3,669

YFS2= 3,59

 

Значение коэффициента Yb, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

 

Yb= 1 - b / 100 = 1 - 9,069 / 100 = 0,909

 

Для косозубой передачи значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 0,65.

 

Тогда:

 

sF2= 1,459 x2246,785 x3,59 x0,909 x0,65 / (50 x2) =

69,533 МПа £ [s]F2= 110,118 МПа.

 

sF1= 69,533 x3,669 / 3,59 =

71,063 МПа £ [s]F1= 123,882 МПа.

Предварительный расчёт валов

Предварительный расчёт валов проведём на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр вала при допускаемом напряжении [tк] = 26 МПа вычисляем по формуле 8.16[1]:

 

dв³ (16 xTк/ (p x[tк]))1/3

 

 

В е д у щ и й в а л.

 

dв ³ (16 x34778,538 / (3,142 x26))1/3= 18,957 мм.

 

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 25 мм.

Под 2-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 30 мм.

Под 4-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 20 мм.

 

2 - й в а л.

 

dв ³ (16 x104660,879 / (3,142 x26))1/3= 27,369 мм.

 

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 3-й элемент (ведущий) выбираем диаметр вала: 40 мм.

Под 4-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 35 мм.

 

В ы х о д н о й в а л.

 

dв ³ (16 x252559,782 / (3,142 x26))1/3= 36,71 мм.

 

Под 1-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под 2-й элемент (ведомый) выбираем диаметр вала: 50 мм.

Под 3-й элемент (подшипник) выбираем диаметр вала: 45 мм.

Под свободный (присоединительный) конец вала выбираем диаметр вала: 40 мм.

 

Диаметры участков валов назначаем исходя из конструктивных соображений.

Конструктивные размеры шестерен и колёс

К о н и ч е с к а я ш е с т е р н я 1 - й п е р е д а ч и.

 

Диаметр ступицы: dступ= (1,5...1,8) xdвала= 1,5 x20 = 30 мм.

Длина ступицы: Lступ= (1,2...1,4) xdвала= 1,2 x20 = 24 мм

Толщина обода: dо= 2,5 xmn+ 2 = 0 x3,2 + 2 = 0 мм = 10 мм.

где mn= 3,2 мм - модуль нормальный.

Толщина диска:

С = 0,5 x(do+ 0,5 x(Dступ.- Dвала)) = 0,5 x(10 + 0,5 x(30 - 20)) = 7,5 мм. Так как толщина диска должна быть не менее 0,25 xb1(b1= 32мм - ширина зубчатого венца), то принимаем C = 0,25 xb1= 0,25 x32 = 8 мм.

 

 

К о н и ч е с к о е к о л е с о 1 - й п е р е д а ч и.

 

Диаметр ступицы: dступ= (1,5...1,8) xdвала= 1,5 x45 = 67,5 мм. = 68 мм.

Длина ступицы: Lступ= (1,2...1,4) xdвала= 1,2 x45 = 54 мм

Толщина обода: dо= 2,5 xmn+ 2 = 0 x3,2 + 2 = 0 мм = 10 мм.

где mn= 3,2 мм - модуль нормальный.

Толщина диска:

С = 0,5 x(do+ 0,5 x(Dступ.- Dвала)) = 0,5 x(10 + 0,5 x(68 - 45)) = 10,75 мм

Диаметр центровой окружности:

DC отв.= 0,5 x(Doбода+ dступ.) = 0,5 x(0 + 68) = 34 мм = 107 мм

где Doбода= 0 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв.= (Doбода+ dступ.) / 4 = (0 + 68) / 4 = -17 мм = 19 мм.

 

 

Ц и л и н д р и ч е с к а я ш е с т е р н я 2 - й п е р е д а ч и.

 

Диаметр ступицы: dступ= (1,5...1,8) xdвала= 1,5 x40 = 60 мм.

Длина ступицы: Lступ= (0,8...1,5) xdвала= 0,8 x40 = 32 мм = 55 мм.

Фаска: n = 0,5 xmn= 0,5 x2 = 1 мм

 

 

Ц и л и н д р и ч е с к о е к о л е с о 2 - й п е р е д а ч и.

 

Диаметр ступицы: dступ= (1,5...1,8) xdвала= 1,5 x50 = 75 мм.

Длина ступицы: Lступ= (0,8...1,5) xdвала= 0,8 x50 = 40 мм. Длину ступицы, исходя из конструктивных соображений, принимаем равной ширине зубчатого венца: Lступ= b2= 50 мм.

Толщина обода: dо= 2,2 xmn+ 0,05 xb2= 2,2 x2 + 0,05 x2 = 6,9 мм = 7 мм.

где b2= 50 мм - ширина зубчатого венца.

Толщина диска: С = 0,5 x(dо+ 0,5 x(Dступ.- Dвала)) = 0,5 x(7 + 0,5 x(75 - 50)) = 9,75 мм = 12 мм.

Внутренний диаметр обода:

Dобода= Df2- 2 xdo = 221,835 - 2 x7 = 207,835 мм = 208 мм.

Диаметр центровой окружности:

DC отв.= 0,5 x(Doбода+ dступ.) = 0,5 x(208 + 75) = 141,5 мм = 143 мм

где Doбода= 208 мм - внутренний диаметр обода.

Диаметр отверстий: Dотв.= Doбода+ dступ.) / 4 = (208 + 75) / 4 = 33,25 мм = 33 мм.

Фаска: n = 0,5 xmn= 0,5 x2 = 1 мм

 

 

Проверка прочности шпоночных соединений

Ш е с т е р н я 1 - й з у б ч а т о й к о н и ч е с к о й п е р е д а ч и.

 

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 6x6. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

 

sсм= 2 xТ / (dвалаx(l - b) x(h - t1)) =

2 x34778,538 / (20 x(28 - 6) x(6 - 3,5)) = 63,234 МПа £ [sсм]

 

где Т = 34778,538 Нxмм - момент на валу; dвала= 20 мм - диаметр вала; h = 6 мм - высота шпонки; b = 6 мм - ширина шпонки; l = 28 мм - длина шпонки; t1 = 3,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

 

tср= 2 xТ / (dвалаx(l - b) xb) =

2 x34778,538 / (20 x(28 - 6) x6) = 26,347 МПа £ [tср]

 

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x[sсм] = 0,6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

 

К о л е с о 1 - й з у б ч а т о й к о н и ч е с к о й п е р е д а ч и.

 

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

 

sсм= 2 xТ / (dвалаx(l - b) x(h - t1)) =

2 x104660,879 / (45 x(45 - 14) x(9 - 5,5)) = 42,872 МПа £ [sсм]

 

где Т = 104660,879 Нxмм - момент на валу; dвала= 45 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

 

tср= 2 xТ / (dвалаx(l - b) xb) =

2 x104660,879 / (45 x(45 - 14) x14) = 10,718 МПа £ [tср]

 

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x[sсм] = 0,6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

 

Ш е с т е р н я 2 - й з у б ч а т о й ц и л и н д р и ч е с к о й п е р е д а ч и.

 

Для данного элемента подбираем шпонку призматическую со скруглёнными торцами 12x8. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

 

sсм= 2 xТ / (dвалаx(l - b) x(h - t1)) =

2 x104660,879 / (40 x(50 - 12) x(8 - 5)) = 45,904 МПа £ [sсм]

 

где Т = 104660,879 Нxмм - момент на валу; dвала= 40 мм - диаметр вала; h = 8 мм - высота шпонки; b = 12 мм - ширина шпонки; l = 50 мм - длина шпонки; t1 = 5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

 

tср= 2 xТ / (dвалаx(l - b) xb) =

2 x104660,879 / (40 x(50 - 12) x12) = 11,476 МПа £ [tср]

 

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x[sсм] = 0,6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

 

К о л е с о 2 - й з у б ч а т о й ц и л и н д р и ч е с к о й п е р е д а ч и.

 

Для данного элемента подбираем две шпонки, расположенные под углом 180oдруг к другу.Шпонки призматические со скруглёнными торцами 14x9. Размеры сечений шпонки и пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8,9[1]).

Материал шпоноки - сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условие прочности проверяем по формуле 8.22[1].

 

sсм= Т / (dвалаx(l - b) x(h - t1)) =

252559,782 / (50 x(45 - 14) x(9 - 5,5)) = 46,555 МПа £ [sсм]

 

где Т = 252559,782 Нxмм - момент на валу; dвала= 50 мм - диаметр вала; h = 9 мм - высота шпонки; b = 14 мм - ширина шпонки; l = 45 мм - длина шпонки; t1 = 5,5 мм - глубина паза вала. Допускаемые напряжения смятия при переменной нагрузке и при стальной ступице [sсм] = 75 МПа.

Проверим шпонку на срез по формуле 8.24[1].

 

tср= Т / (dвалаx(l - b) xb) =

252559,782 / (50 x(45 - 14) x14) = 11,639 МПа £ [tср]

 

Допускаемые напряжения среза при стальной ступице [tср] = 0,6 x[sсм] = 0,6 x75 = 45 МПа.

Все условия прочности выполнены.

 

Конструктивные размеры корпуса редуктора

  d = 1.3 x(T(тихоходная ступень))1/4= 1.3 x252,561/4= 5,182 мм Так как должно быть d ³ 8.0 мм, принимаем d = 8.0 мм.

Расчёт реакций в опорах

Силы, действующие на вал и углы контактов элементов передач: Fx4= -250,017 H Fy4= 1207,814 H

Й вал

72468,84

Mx, Hxмм

My, Hxмм

MS = (Mx2+ My2)1/2, Hxмм

Mкр(max) = Ткр, Hxмм

 

Й вал

		Mx, Hxмм
			My, Hxмм
			MS = (Mx2+ My2)1/2, Hxмм
			Mкр(max) = Ткр, Hxмм

 

Й вал

198663,095

Mx, Hxмм

My, Hxмм

14767,444

MS = (Mx2+ My2)1/2, Hxмм

Mкр(max) = Ткр, Hxмм

 

Проверка долговечности подшипников

  Выбираем подшипник роликовый конический однорядный (по ГОСТ 333-79) 7306…  

Уточненный расчёт валов

  Крутящий момент на валу Tкр.= 34778,538 Hxмм. Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:

Тепловой расчёт редуктора

По формуле 10.1[1] условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:   Dt = tм- tв= Pтрx(1 - h) / (KtxA) £ [Dt],

Выбор сорта масла

V = 0,25 x2,634 = 0,658 дм3. По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях…  

Выбор посадок

Посадки элементов передач на валы - Н7/р6, что по СТ СЭВ 144-75 соответствует легкопрессовой посадке.

Посадки муфт на валы редуктора - Н8/h8.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11[1].

Технология сборки редуктора

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно…

Список использованной литературы

1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование деталей машин': Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г. 416с.

2. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. 'Конструирование узлов и деталей машин', М.: Издательский центр 'Академия', 2003. 496 c.

3. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение, 1983. 384 c.

4. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. 'Детали машин: Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983. 575 c.

5. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986. 360 с.

6. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979. 367 с.

7. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975. 542 с.

8. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты деталей машин', 3-е изд. - Минск: Вышейшая школа, 1986. 402 c.9. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984. 310 c.

10. 'Мотор-редукторы и редукторы': Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978. 311 c.

11. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983.588 c.

12. 'Подшипники качения': Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984. 280 с.

13. 'Проектирование механических передач' / Под ред. С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984. 558 c.

 

Программа DM-Monster V7.x всегда рада поработать за Вас.

Сайт: Курсовое проектирование ДЕТАЛЕЙ МАШИН для студентов и преподавателей.

www.dm-monster.narod.ru

Сайт: Programs from Russia.

www.mouse-ru.narod.ru