Расчет тихоходного цилиндрического двухступенчатого редуктора

1. Задание

Определить все размеры зубчатых колес тихоходного цилиндрического двухступенчатого редуктора.

2. Исходные данные.

Срок службы редуктора 20 000 ч.

Мощность Р=9 кВт.

Угловая скорость.

3. Краткое описание структуры и принципа работы механизма.

Привод состоит из:

• 1. Электродвигатель.
• 2. Две упругие муфты.
• 3. Двухступенчатый цилиндрический редуктор, открытая передача.

Принцип работы механизма. Вращающий момент с вала электродвигателя, через упругую муфту, передается на входной вал редуктора, на котором жестко закреплена шестерня быстроходной ступени, которая входит в зацепление с колесом, жестко закрепленном на промежуточном валу.

Далее крутящий момент по валу передается на шестерню тихоходной ступени редуктора, которая входит в зацепление с колесом жестко закрепленном на выходном валу. И далее крутящий момент через упругую муфту передается на входной вал открытой конической передачи, на конце которой жестко жестко закреплена коническая шестерня, которая входит в зацепление с коническим колесом, жестко закрепленном на выходном валу передачи.

4. Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определим его требуемую мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность электродвигателя:

(2.1).

где — общик КПД привода.

(2.2).

где — КПД муфты, — КПД зубчатой цилиндрической передачи, — КПД зубчатой конической передачи, — одной пары подшипников качения.

По таблице А.1(2) находим: =0,98, =0,98, =097, =099.

Тогда получим общий КПД механизма:

Требуемая мощность электродвигателя:

.

При выборе электродвигателя с угловой скоростью, наиболее соответствующей кинематической схеме привода, учтем, что применение электродвигателей с синхронной частотой вращения 750бол/мин и ниже допустимо лишь в случаях, когда для этого имеются серьезные технические обоснования, так как они металлоемки, а двигатели большой частотой вращения (3000 об/мин) имеют низкий рабочий ресурс. Поэтому следует предпочесть двигатель с частой вращения вала около 1500 об/мин.

Исходя из выше сказанного и найденной мощности электродвигателя, по таблице А2 (2) выбираем электродвигатель 4А132М4 мощностью 11 000 Вт, синхронной и номинальной частотой вращения вала 1500 об/мин и1458 об/мин соответственно. Угловая скорость вращения вала электродвигателя:

(2.3).

5. Кинематический расчет

Общее передаточное число привода:

. (3.1).

Примем для быстроходной и тихоходной ступеней редуктора равные значения передаточного отношения, выбранные из рядов ГОСТ 2185–66, равные 3,15.

Тогда передаточное отношение открытой конической передачи:

. (3.2).

Определим скорость на промежуточном валу:

(3.3).

Определим угловую скорость на выходном валу:

(3.4).

Найдем мощность на промежуточном валу с учетом КПД:

(3.5).

Мощность на выходном валу с учетом КПД.

(3.6).

6. Определение крутящих моментов на валах с учетом КПД

Крутящий момент определяется по формуле:

(6.1).

Следовательно, крутящий момент на каждом валу определяется по формуле:

(6,2).

(6.3).

(6.4).

(6.5).

7. Предварительный расчет валов по передаваемым моментам

При отсутствии данных о линейных размерах вала и соответственно об изгибающих моментов определяют приближенное значение диаметра вала в наиболее нагруженном сечении, исходя из условия прочности вала на кручение (7,1):

. (7.1).

где j=1…4 номер вала привода шнека, — вращающий момент, передаваемый валом, Нм; - допускаемое напряжение на кручение, Па.

Предварительный расчет валов редуктора проведем по пониженным допускаемым напряжениям на кручение.

Для стальных валов (Прикладная механика 309). Принимаем .

Тогда диаметры валов соответствующих ступеней привода будут равны:

(7.2).

(7.3).

(7.4).

(7.5).

8. Расчет тихоходной цилиндрической ступени редуктора

Принимаем материал для шестерни Сталь 45, термообработка — улучшение, материал для колеса Сталь 45, термообработка — нормализация, имеющие характеристики (1), сведенные в таблице 8.1.

	Колесо.	Шестерня.
Твердость, НВ.
Модуль упругости, Па.
Коэффициент безопасности при расчете на контактную цепь зубьев.
Предел выносливости при изгибе, Па.
Предел контактной выносливости, Па.
Коэффициент безопасности при расчете зубьев на изгиб.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса определяются по общей зависимости, учитывая влияния на контактную прочность, долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости (2):

(8.1).

где — предел контактной выносливости, -коэффициент долговечности, коэффициенты и учитывают влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев и окружной скорости соответственно, — коэффициент запаса прочности.

Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:

(8.2).

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твердости поверхности зубьев (1), для шестерни и колеса соответственно получим:

Ресурс передачи с циклом перемены напряжений при частоте вращения об/мин, числе вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот и времени работы часов:

, (8.3).

.

В соответствии с кривой усталости напряжения, где могут иметь значений, меньших и при. Поэтому. Коэффициент и имеют значения 0,9−1 и 1−1,15 соответственно (2), примем ==1. Тогда:

(8.4).

(8.5).

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса определяют по общей зависимости, учитывая влияние на сопротивление усталости при изгибе долговечности, шероховатости поверхности выкружки и реверса нагрузки :

(8,6).

Коэффициент долговечности определяется аналогично (8.2) и для шестерни и колеса равен 1. Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, .

Коэффициент при одностороннем приложении нагрузки равен 1. Тогда:

(8.7).

(8.8).

Определяем числа зубьев шестерни и колеса и передаточное число. Угол наклона зубьев для косозубых колес в=. Принимаем в.

Число зубьев шестерни (2):

(8.9).

Принимаем. Число зубьев колеса:

(8.10).

Принимаем .

Тогда передаточное число:

(8.11).

Относительное расхождение между передаточным числом и требуемым передаточным отношением:

(8.12).

Что допустимо.

Определим требуемое межосевое расстояние передачи из условия контактной прочности:

(8.13).

— коэффициент нагрузки.

— коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Определим нормальный модуль передачи:

(8.14).

Из стандартного ряда выбираем модуль зацепления 6.

Уточняем межосевое расстояние:

(8.15).

электродвигатель шестерня вращение зубчатый передача.

За уточненное значение принимаем целую часть .

Уточняем угол наклона линии зуба:

arccos (8.16).

Рассчитываем геометрические параметры зубчатых передач.

Делительные окружности:

мм (8,17).

мм (8,18).

Диаметры вершин:

мм (8.19).

мм (8.20).

Диаметры впадин:

мм (8.21).

мм (8.22).

Ширина шестерни и колеса:

мм (8.23).

мм (8.24).

Коэффициент ширины шестерни

мм (8.25).

Определяем окружную скорость на делительном диаметре зубчатых колёс:

м/с (8.26).

Принимаем степень точности передачи равную 8 м/с.

Уточняем значения коэффициентов перегрузки:

Производим поверочный расчет контактных напряжений на рабочих поверхностях зубьев:

МПа (8.27).

МПа Определяем силы, действующие в зацеплении зубчатых колес. Окружная сила:

(8.28).

Радиальная сила:

(8.29).

Осевая сила:

(8.30).

Определяем коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса.

для.

для.

Определяем наклона зуба:

(8.31).

Определяем коэффициенты нагрузки для расчета напряжений изгиба зубьев:

Определяем отношение Y:

МПа (8.32).

МПа (8.33).

Производим поверочный расчет произведений изгиба в опасном сечении зубьев колеса:

> (8,34).

Диаметр и длина ступицы колеса:

мм (8.35).

мм (8.36).

Толщина обода:

мм (8.37).

Примем мм Толщина диска:

мм (8.38).

Толщина ребер:

мм (8.39).

Фаска:

мм (8.40).

Список использованных источников

• 1. «Курсовое проектирование деталей машин.» С. А. Чернавский и др.-М.: Машиностроение. 1979.
• 2. «Прикладная механика» И. О. Иосилевич и др.- М.: Высшая школа 1989.
• 3 .Методические указания к выполнению расчетно-графических работ и курсового проекта по дисциплине — «Детали Машин.