Оглавление
Задание
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
3. Расчет третьей ступени редуктора
4. Расчет второй ступени редуктора
5. Расчет первой ступени редуктора
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
7. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него
8. Расчет промежуточного (третьего) вала и расчет подшипников для него
9. Расчет промежуточного (второго) вала и расчет подшипников для него
10. Смазка
11. Проверка прочности шпоночных соединений
Список использованной литературы
Задание
Спроектировать трехступенчатый цилиндрический редуктор.
Принять:
Расчетный ресурс: 14294 часа.
Техническая характеристика редуктора:
Мощность двигателя Рдв, кВт: 19,5.
Частота вращения двигателя nдв, об/мин: 945.
Момент на тихоходном валу Мт, Н·м: 8000.
Зацепление: прямозубое.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Кинематический расчет.
КПД редуктора:
ηред = ηцп3 · ηп3
ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηред = 0,963 · 0,993 = 0,86
Электродвигатель:
Pдв = 19,5 кВт; nдв = 945 об/мин.
Мощности на валах:
Р1 = Рдв = 19,5 кВт;
Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 19,5 · 0,96 · 0,99 = 18,53 кВт;
Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 18,53 · 0,96 · 0,99 = 17,61 кВт;
Рт = Р3 · ηцп · ηп = 17,61 · 0,96 · 0,99 = 16,74 кВт;
Передаточное число редуктора [1].
Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nт = 945/20 = 47,3
nт = 30ωт/π = (30Рт/Мт)/ π = (30·16740/8000)/3,14 = 20 об/мин
U1 – передаточное число первой ступени;
U2 – передаточное число второй ступени;
U3 – передаточное число третьей ступени.
Примем: U1 = 3,15; U2 = 3,75; U3 = 4.
Частота вращения валов:
n1 = nдв = 945 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 945 / 3,15 = 300 об/мин;
n3 = n2 / U2 = 300 / 3,75 = 80 об/мин;
n4 = nт = 20 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 945 / 30 = 98,9 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 300 / 30 = 31,4 рад/с;
ω3 = πn3 / 30 = 3,14 · 80 / 30 = 8,4 рад/с;
ω4 = ωт = πn4 / 30 = 3,14 · 20 / 30 = 2,1 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
М1 = Р1 / ω 1 = 19,5 / 98,9 = 0,2 кН·м = 200 Н·м;
М2 = Р2 / ω 2 = 18,53 / 31,4 = 0,6 кН·м = 600 Н·м;
М3 = Р3 / ω 3 = 17,61 / 8,4 = 2,1 кН·м = 2100 Н·м;
М4 = Мт = Рт / ω т = 16,74 / 2,1 = 8 кН·м = 8000 Н·м;
2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [1].
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.
NK6 = 573 · ω 4 · Lh = 573 · 2,1 · 14294 = 17,2 · 106 циклов;
NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 4 = 68,8 · 106 циклов.
NHO = 16,5 · 106 табл. 3.3 [1] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.
При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1._NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [1].
При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.
[σ]H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[σ]F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
3. Расчет третьей ступени редуктора
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α3 = Кα(U3 + 1) = 495 · (4 + 1) = 415,5 мм.
Кα = 495 – для прямозубых передач [2].
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α3 = 400 мм.
m = (0,01-0,02) α3 = 4-8 мм, принимаем m = 6 мм.
z5 = 2α3 / m(U3 + 1) = 2 · 400 / 6 · (4 + 1) = 26
z6 = z5U3 = 26 · 4 = 104
d5 = m z5 = 6 · 26 = 156 мм
da5 = d5 + 2m = 156 + 2 · 6 = 168 мм
dt5 = d5 – 2,5m = 156 – 2,5 · 6 = 141 мм
d6 = m z6 = 6 · 104 = 624 мм
da6 = d6 + 2m = 624 + 2 · 6 = 612 мм
dt6 = d6 – 2,5m = 624 – 2,5 · 6 = 609 мм
b6 = ψва · α3 = 0,4 · 400 = 160 мм
b5 = b6 + 5 = 160 + 5 = 165 мм_Окружная скорость:
V3 = = = 0,65 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев [1].
Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6 [1].
[σF5] / уF5 = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14
Усилия в зацеплении:
окружное:
Ft5 = Ft6 = 2М3 / d5 = 2 · 2100 / 0,156 = 26923 H
радиальное:
Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 26923 · tg 20° = 9799 H
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF6 = Ft6 · КF · уF6 / b6 · m = 26923 · 1,14 · 3,6 / 160 · 6 = 115,1 МПа<[σ]F6 = 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН6 = = = 496 МПа
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1; КНβ = 1; КНV = 1,05 [1].
σН6 < [σ]Н6
Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.
4. ............
