Проектирование и проверочный расчет редуктора (стр. 2 из 10)

U₃₄ =

2,19;

Принимаем U_34СТ=2,24

U₁₂ =

.= 2,77

Принимаем U_12СТ=2,8

Фактическое передаточное число Uф:

Uф = U₁₂ст * U₃₄ст = 2,8 * 2,24 = 6,272

Относительное отклонение фактического передаточного числа от расчетного:

Вывод: ΔU = 1% < 4% (для двухступенчатого редуктора [ΔU] = 4% [1]), кинематический расчет выполнен удовлетворительно.

1.4 Расчет частот, мощностей и вращающих моментов

Частота на валу двигателя и валу быстроходной ступени (1-м колесе) nz1:

nz1 = nвд = 950 мин^-1.

Частота на промежуточном валу редуктора (на 2-м и 3-м колесах) nz2:

nz2 = nz3 =

339,3 мин^-1.

Частота на выходном валу редуктора (на 4-м колесе) nвых:

nвых = nz4 =

151,5 мин^-1.

Потребляемая приводом мощность (мощность, передаваемая на 1-ю шестерню) Pz1:

Pz1 = Pвх * ηподш = 2,06 * 0.99 = 2,04 кВт.

Мощность, передаваемая на 2-е колесо Pz2:

Pz2 = Pz1 * ηзац = 2,04 * 0.98 = 2 кВт.

Мощность, передаваемая на 3-ю шестерню Pz3:

Pz3 = Pz2 * ηподш = 2 * 0.99 = 1,98 кВт.

Мощность, передаваемая на 4-е колесо Pz4:

Pz4 = Pz3 * ηзац = 1,98 * 0.98 = 1,94 кВт.

Мощность на выходе редуктора Pвых:

Pвых = Pz4 * ηподш = 1,94 * 0.99 = 1,92 кВт.

Момент на валу двигателя и на 1-й шестерне редуктора Tz1:

Tz1 =

= 20,5 Н*м.

Момент на 2-м колесе редуктора Tz2:

Tz2 =

= 56,3 Н*м.

Момент на 3-й шестерне редуктора Tz3:

Tz3 =

= 55,7 Н*м.

Момент на 4-м колесе редуктора Tz4:

Tz4 =

= 122,3 Н*м.

Момент на выходе редуктора Tвых:

Tвых =

= 120 Н*м.

1.5 Проектировочный расчет быстроходной передачи

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz1 = 2,04 кВт;

частота вращения шестерни nz1 = 950 об/мин;

передаточное число U₁₂ = 2,8.

Режим нагружения:

t₁ = 3000 час; P₁ = P;

t₂ = 5000 час; P₂ = 0.8P;

t₃ = 4000 час; P₃ = 0.3P;

1.5.1 Назначение материалов и допускаемых напряжений

Принимается для шестерни сталь 45 улучшенная с твердостью HB 220+-10, для колеса - сталь 45 улучшенная с твердостью HB 192+-10.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни Z1:

σ_Hlimb = 2*HB + 70 = 2*220 + 70 = 510 МПа [1, табл. 10] – предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов N_H₀.

S_H = 1.1 [1, табл. 11] – коэффициент безопасности.

- коэффициент долговечности.

N_H₀ = 12.8*10⁶ [1, табл. 12] – базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

= 60*950*(3000*1 + 5000*0.8³ + 4000*0.3³) = 323*10⁶.

< 1, принимаем K_HL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

Z_R = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

Z_V = 1 (ожидается V < 5 м/с);

K_L = 1 (обильно смазываемая передача);

K_χH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z2:

σ_Hlimb = 2*HB + 70 = 2*192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

S_H = 1.1 [1, табл. 11].

N_H₀ = 10*10⁶ [1, табл. 12];

= 115*10⁶

< 1, принимаем K_HL = 1.

= 413 МПа.

1.5.2 Назначение коэффициентов

Угол наклона зуба

=16^o

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Ψ_ba = 0.315.

Коэффициент неравномерности нагрузки

K_Hβ = 1.2 [1, табл. 20](

0.5985).

K_HV = 1 – коэффициент динамичности нагрузки. K_Hα = 1.1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

1.5.3 Расчет межосевого расстояния

Расчетная формула:

причем [σ]_H берется минимальным из [σ]_H1 и [σ]_H2. K_ap = 8900 [1, табл. 2] – средний суммарный коэффициент при расчетах межосевого расстояния с использованием мощности.

98 мм.

Принимаем значение a из стандартного ряда [1, табл. 16] a = 100 мм.

1.5.4 Назначение модуля

m = (0.01 … 0.025)*a = (0.01 … 0.025)* 100 = 1… 2,5.

Принимаем m = 2 мм, он обеспечивает

96,1.

Принимаем (Z1+Z2)=96

1.5.5 Назначение числа зубьев

25,

принимаем Z₁ = 25.

Z₂ = (Z₁ + Z₂) – Z₁ = 96– 25 = 71.

Фактическое передаточное число

U_12ф =

2.84;

ΔU < [ΔU] = 1.4 % [1, табл.8].

1.5.6 Расчет геометрических размеров зубчатых колес

b = b_w = ψ_ba*a =0.315*100 = 31.5.0, принимаем b = 32 [1, табл. 18] – ширина колес 1 и 2.

Проверка принятой ширины на торцевое перекрытие

- торцевое перекрытие обеспечено.

Делительные и внешние диаметры колес:

d₁ = mZ₁/cos= 2*25/cos16.26^o = 52.08 мм; d_a₁ = d₁ + 2m = 56.08 мм.

d₂ = mZ₂/cos= 2*71/cos16.26^o = 147.92 мм; d_a2 = d₂ + 2m = 151.92 мм.

1.5.7 Назначение степени точности

м/с.

Назначаем степень точности 9B [1, табл. 19].

1.6 Проектировочный расчет тихоходной передачи

Исходные данные для расчета:

мощность на шестерне Pz3 = 1.98 кВт;

частота вращения шестерни nz3 = 339.3 об/мин;

передаточное число U₃₄ = 2.24.

Режим нагружения:

t₁ = 3000 час; P₁ = P;

t₂ = 5000 час; P₂ = 0.8P;

t₃ = 4000 час; P₃ = 0.3P;

1.6.1 Назначение материалов и допускаемых напряжений

Принимается для шестерни сталь 45 улучшенная, отпуск с твердостью HB 220, для колеса - сталь 45 улучшенная, отпуск с твердостью HB 192.

Допускаемые контактные напряжения

Для шестерни Z₃:

S_H = 1.1 [1, табл. 11] – коэффициент безопасности.

- коэффициент долговечности.

N_H₀ = 12.8*10⁶ [1, табл. 12] – базовое число циклов перемены напряжений.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

115*10⁶.

< 1, принимаем K_HL = 1.

Принимаем значения коэффициентов:

Z_R = 1 (принят 7-й класс чистоты обработки);

Z_V = 1 (ожидается V < 5 м/с);

K_L = 1 (обильно смазываемая передача);

K_χH = 1 (ожидается диаметр зубчатых колес меньше 700 мм).

= 464 МПа.

Для колеса Z₄:

σ_Hlimb = 2*HB + 70 = 2*192 + 70 = 454 МПа [1, табл. 10].

S_H = 1.1 [1, табл. 11].

N_H₀ = 10*10⁶ [1, табл. 12];

= 51.3*10⁶

<1,

принимаем K_HL = 1

= 413 МПа.

1.6.2 Назначение коэффициентов

Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния

Ψ_ba = 0.2.

Коэффициент неравномерности нагрузки

K_Hβ = 1.05 [1, табл. 20] (

0.324).

K_HV = 1.14 – коэффициент динамичности нагрузки.

K_Hα = 1.14 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.