Редуктор цилиндрический (стр. 1 из 7)

ПРИВОД К ГОРИЗОНТАЛЬНОМУ ВАЛУ

(редуктор цилиндрический)


Содержание

Введение

1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода

2 Расчёт привода редуктора

3 Расчет редуктора

3.1 Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

3.2 Геометрический расчёт редуктора

3.3 Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность

3.4 Проверка передачи на отсутствие растрескивания

3.5 Проверка зубьев на усталостную прочность при изгибе

4 Предварительный расчет валов

5 Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений

6 Компоновка редуктора

7 Уточненный расчет валов

8 Проверка долговечности подшипников

9 Выбор смазки редуктора

10 Проверка прочности шпоночных соединений

11 Подбор и расчёт муфты

11 Список используемой литературы


1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

1.1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P

=3,5 кВт.

Pэд

P
. По ГОСТ 19523-81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии 4А, стандартной мощности: Pэд = 4 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

nэд = nпр ·uцил ·uрем . Здесь uцил , uрем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

nэд = 210·3,5·1,9=1396,5 об/мин.

Воспользовавшись рекомендациями [4, с. 333] найдём наиболее близкую частоту вращения стандартного двигателя. Выбрали двигатель типа 4А100L4, nэд =1430 об/мин.

1.2. Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода

uпр =

6,8.

По ГОСТ 2185-66 возьмём стандартные значения передаточных чисел (uцил =3,5; uрем =2)

uпр ст = uцил ст ·uрем ст = 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 uпр ст =7,1

Отклонение стандартного значения 0передаточного числа от фактического значения передаточного числа не должно превышать

4%. В данном случаи

1.3. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном (быстроходном) валу

n1 =

735 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу

n2 =

215 об/мин.

Крутящий момент на приводном валу

Tпр = T2

Крутящий момент на ведущем шкиве ремённой передачи (на валу электродвигателя)

Tэд =

26,7 Н·м.

Крутящий момент на входном валу редуктора

T1 =

26,7∙0,95∙1,9=48,19 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу редуктора

T2 =

48,19∙3,5∙0,97=163,6 Н·м.

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

По типу производства назначаем вид термообработки: для серийного производства – улучшение для колеса и закалка ТВЧ для шестерни (Токи Высокой Частоты).

Для изготовления колёс принимаем сталь 40Х, как наиболее распространённую в общем редукторостроении.

Шестерня: HRC1 = 45; sв = 1500 МПа; sт = 1300 Мпа.

Колесо: HВ2 = 250; sв = 850 МПа; sт = 550 Мпа.

2.1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

sH lim b 1 = 17·

+200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

SH 1 = 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

NHE 1 =

= 60·735·1500·(2,23 ·10-4 +13 ·0,4+0,63 ·0,4+0,33 ·0,2) = 326·106 (эквивалентное число циклов).

m=9 (показатель кривой усталости), так как HB>350.

NHO 1 = 30·(10

)2,4 = 30·(10·45)2,4 = 70·106 (базовое число циклов).

Так как NHE 1 >NHO 1 , то KHL 1 = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

Улучшение

sH lim b 2 = 2·

+70 = 2·250+70 =570 МПа.

SH 2 = 1,1.

NHE 2 =

= 93·106 .

NHO 2 = 30·(

)2,4 = 30·2502,4 = 17,1·106 .

Так как NHE 2 >NHO 2 , то KHL 2 =

=1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[sH ]р = [sH ]min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[sH ]max 2 = 2,8·sТ =2,8·550 =1540 МПа.

[sH ]max 1 = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

2.2. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

sF lim b 1 = 650 МПа.

SF 1 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC 1 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO 1 = 4·106 .

NFE 1 =

60·735·1500·(2.29 ·10-4 +0,4+0.69 ·0,4+0,39 ·0,2) = 347·106 .

Так как NFE 1 >NFO 1 , то KFL 1 =1.

[sF ]1 =

371,4 МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

sF lim b 2 =1,8∙

=1,8∙250=450 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[sF ]max = 0,6·sв = 0,6·1500 = 900 МПа.

SF 2 = 1,75 (коэффициент запаса).

KFC 2 = 1, так как передача нереверсивная.

NFO 2 = 4·106 .

NFE 2 =

99·106 .

Так как NFE 2 >NFO 2 , то KFL 2 =1.

[sF ]2 =

260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[sF ]мах1 =0,6·sв1 =0,6·1500=900 МПа.

[sF ]мах2 =0,8·sт2 =0,8·550=440 МПа.

3. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

3.1. Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние

.

Ka = 490 МПа

.

KH b = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

yba =

0,315 (коэффициент ширины колеса).

127 мм.

По рекомендации [2, с. 246] выбираем стандартное рекомендуемое межосевое расстояние

а

= 160 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

mn = (0,01…0,02)·аw

2 мм.

mn = (0,01…0,02)·160 = (1,6…3,2) мм.

По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартный m = 4, так как для силовых передач m

2 мм.

3. Определяем число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

.

z1 =

17.7>17.

Принимаем z1 = 18.

Число зубьев колеса

z2 = u·z1 = 3.5·18 = 63.

4. Уточняем передаточное число

uф =

3.5.

Отклонений от требуемого u нет (допускается

4%).

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d1 = mn ·z1 = 4·18 = 72 мм.

d2 = mn ·z2 = 4·63 = 252 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

аw = 0,5·(d1 +d2 ) = a

.

аw = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а

= 160 мм.