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:

=3,5 кВт.

P_эд

. 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.

1.2. 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; s_в= 1500 МПа; s_т= 1300 Мпа.

Колесо: HВ₂ = 250; s_в= 850 МПа; s_т= 550 Мпа.

2.1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни

. Закалка ТВЧ

s_H_lim_b₁= 17·

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

S_H₁= 1,2 (коэффициент запаса безопасности).

N_HE₁ =

= 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_HO₁ = 30·(10

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

Так как N_HE₁>N_HO₁, то K_HL₁ = 1 (коэффициент долговечности).

= 804 МПа.

2.2 .Определение допускаемых контактных напряжений для колеса

Улучшение

s_H_lim_b₂= 2·

+70 = 2·250+70 =570 МПа.

S_H₂= 1,1.

N_HE₂ =

= 93·10⁶.

N_HO₂ = 30·(

)^2,4 = 30·250^2,4 = 17,1·10⁶.

Так как N_HE₂>N_HO₂, то K_HL₂ =

=1.

=518 МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений

[s_H]_р= [s_H]_min = 518 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке

[s_H]_max₂ = 2,8·s_Т =2,8·550 =1540 МПа.

[s_H]_max₁ = 40·HRC =40·45 =1600 МПа.

2.2. Допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса

2.3.1 Определяем допускаемые значения для шестерни

s_F_lim_b₁ = 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.

[s_F]₁ =

371,4 МПа.

2.3.2 Определяем допускаемые значения для колеса

s_F_lim_b₂ =1,8∙

=1,8∙250=450 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[s_F]_max = 0,6·s_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.

[s_F]₂ =

260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке

[s_F]_мах1=0,6·s_в1=0,6·1500=900 МПа.

[s_F]_мах2=0,8·s_т2=0,8·550=440 МПа.

3. Расчёт цилиндрической прямозубой передачи

3.1. Проектный расчёт цилиндрической прямозубой передачи

Межосевое расстояние

K_a = 490 МПа

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

y_ba =

0,315 (коэффициент ширины колеса).

127 мм.

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

= 160 мм.

2. Назначаем нормальный модуль по соотношению

m_n = (0,01…0,02)·а_w

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_w = 0,5·(d₁+d₂) = a

а_w = 0,5·(72+252) = 162 мм. = а

= 160 мм.

Редуктор цилиндрический (стр. 1 из 7)

Общее передаточное число привода