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

2. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода.

1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

P =3,5 кВт.

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

Частота вращения вала электродвигателя определяется по зависимости

n_эд = n_пр·u_цил·u_рем. Здесь u_цил, u_рем – передаточные числа цилиндрической и ремённой передач, рекомендуемые значения для зубчатой цилиндрической передачи 2,0…5, для ремённой 1,5…3,5.

n_эд = 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, n_эд=1430 об/мин.

1. Определение передаточных чисел привода

Общее передаточное число привода

u_пр= 6,8.

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

u_{пр ст} = u_{цил ст}·u_{рем ст} = 3,5·2 = 7.

По ГОСТ 2185-66 u_{пр 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

T_пр = T₂

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

T_эд = 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; _в = 1500 МПа; _т = 1300 Мпа.

Колесо: HВ₂ = 250; _в = 850 МПа; _т = 550 Мпа.

1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

_{H lim b 1} = 17· +200 = 17·45+200 =965 МПа (предел выносливости по контактным напряжениям).

S_{H 1} = 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

N_{HE 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.

N_{HO 1} = 30·(10 )^2,4 = 30·(10·45)^2,4 = 70·10⁶ (базовое число циклов).

Так как N_HE1>N_HO1, то K_{HL 1} = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

Улучшение

_{H lim b 2} = 2· +70 = 2·250+70 =570 МПа.

S_{H 2} = 1,1.

N_{HE 2} = = 93·10⁶.

N_{HO 2} = 30·( )^2,4 = 30·250^2,4 = 17,1·10⁶.

Так как N_HE2>N_HO2, то K_{HL 2} = =1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[_H]_р = [_H]_min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[_H]_{max 2} = 2,8·_Т =2,8·550 =1540 МПа.

[_H]_{max 1} = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

1. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

_{F lim b 1} = 650 МПа.

S_F1 = 1,75 (коэффициент запаса).

K_FC1 = 1, так как передача нереверсивная.

N_FO1 = 4·10⁶.

N_FE1 = 60·735·1500·(2.2⁹·10^-4+0,4+0.6⁹·0,4+0,3⁹·0,2) = 347·10⁶.

Так как N_FE1>N_FO1, то K_FL1=1.

[_F]₁ = 371,4 МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

_{F lim b 2} =1,8∙ =1,8∙250=450 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[_F]_max = 0,6·_в = 0,6·1500 = 900 МПа.

S_F2 = 1,75 (коэффициент запаса).

K_FC2 = 1, так как передача нереверсивная.

N_FO2 = 4·10⁶.

N_FE2 = 99·10⁶.

Так как N_FE2>N_FO2, то K_FL2=1.

[_F]₂ = 260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[_F]_мах1=0,6·_в1=0,6·1500=900 МПа.

[_F]_мах2=0,8·_т2=0,8·550=440 МПа.

2. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

1. Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние

.

K_a = 490 МПа .

K_H = 1,2 (коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки).

_ba = 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

m_n = (0,01…0,02)·а 2 мм.

m_n = (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

u_ф = 3.5.

Отклонений от требуемого u нет (допускается 4%).

5. Определяем диаметры делительных окружностей колёс

d₁ = m_n ·z₁ = 4·18 = 72 мм.

d₂ = m_n ·z₂ = 4·63 = 252 мм.

6. Проверка межосевого расстояния

а = 0,5·(d₁+d₂) = a .

а = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а = 160 мм.

7. Определяем ширину зубчатых колёс

b₂ = _ba·a = 0,315·160 = 50,4 мм.

По ГОСТ 6636-69 округляем до стандартного значения

b₂ = 55 мм.

Ширину зубчатого венца шестерни назначим на (5…8) мм. больше

b₁ = b₂+(5…8) = 55+(5…8) = (60…63) мм. принимаем

b₁ = 60 мм.

3. 2. Проверочный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Проверочный расчёт передачи проводим в соответствии с ГОСТ 21354-75.

1. Проверка передачи на контактную выносливость

.

Z_H= (коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев).

= 20 (угол зацепления).

Z_H = 1,76.

Z_M = (коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряжённых колёс, МПа ).

(приведенный модуль упругости).

E₁ = E₂ =2,1·10⁵ МПа.

E_пр= 2,1·10⁵ МПа.

= 0,3 (коэффициент Пуассона).

Z_M = 271,1 МПа .

Z = (коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий).

(коэффициент торцевого перекрытия).

_a = 1,7.

Z = 0,9.

(окружная сила).

F_t = =1300 Н.

K_H = K_H·K_HV (коэффициент нагрузки).

K_H – коэффициент концентрации нагрузки.

K – коэффициент начальной концентрации нагрузки, выбирается в зависимости от .

K = 1,26.

При непостоянной нагрузке K_H = (1-х)∙ K + х

х = 10^-4∙2,2+0,4∙1+0,4∙0,6+0,2∙0,3=0,7

K_H = (1-0,7) ∙1,26+0,7= 1,08.

Определяем K_HV (коэффициент динамичности) в зависимости от V (окружной скорости).

V = 2,8 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности по рекомендации [2, с. 259] (тихоходные передачи машин низкой точности). Находим

K_HV = 1,22.

K_H = 1,08·1,22 = 1,3.

_H = 318 МПа.

_H = 706,8 < [_H]_min = 828,3 МПа.

Недогрузка передачи составляет

_H = 39% >[_H]=(12…15)%, что указывает на возможность уменьшения габаритов передачи. Уменьшить межосевое расстояние нельзя по конструктивным соображениям. Изменим ширину зубчатых колес. Принимаем _ba=0,25. Тогда b₂ =40 мм, b₁ =50, K =1,14, K_H = (1-0,7)1,14+0,7=1,042

K_H = 1,042·1,22 = 1,27.

_H = 370 МПа.

_H = 28% >[_H]=(12…15)%

Однако дальнейшее уменьшение ширины колес может привести к возрастанию виброактивности колес. В связи с этим дальнейшее изменение размеров передачи нецелесообразно несмотря на ее значительную недогрузку.

1. Проверка передачи на изгибную выносливость

(условие работоспособности на изгиб для прямозубых колёс).

С достаточной степенью точности можно считать, что K_F = K_H, а K_FV = K_HV.

Y_F (коэффициент формы зуба) находим в зависимости от числа зубьев рассчитываемого колеса z и коэффициента смещения режущего инструмента x (x₁ = x₂ = 0)

Y_F1 = 4,07; Y_F2 = 3,61.

На изгибную выносливость проверяются зубья того колеса, для которого отношение минимально.

Следовательно, на изгибную прочность проверяем зубья колеса.

_F2 = 26 МПа.

_F2 = 26 МПа < [_F]₁ = 260 МПа.

Проверяем передачу на прочность зубьев при пиковых (кратковременных) перегрузках.

.

_H =370 МПа, , =1540 МПа

_{H max} = 550 МПа < [_H]_max = 1540 МПа.

Следовательно, контактная пластическая деформация зубьев (бринеллирование) будет отсутствовать.