Цилиндрический редуктор

Расчет  и конструирование

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.1 Для приближенного определения КПД двигателя применяем ориентировочное (см. табл. 1.1) КПД пары зубчатых колес.

 КПД:    = 0,97

              

              

Общий КПД привода:

   

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя

    P

1.3 Применяем приближенное значение общего передаточного числа U для заданной схемы найдем по табл. 1.3 передаточное число зубчатой передачи.

   U

   U

Общее передаточное число привода U.

    U

1.4 Определяем требуемое число оборотов электродвигателя.

    nn U об/мин

1.5 Выбор электродвигателя по каталогу (см. табл. П1).

    Выбираем  электродвигатель ближайший по  мощности (мощность не менее чем  требуется по расчету) с числом  оборотов вала близкой к найденной.

1.6 Применяем электродвигатель типа АОП 2-41-6.

    P кВт                            n об/мин

1.7 Окончательно определяем общее передаточное число привода.

    U

1.8 Определяем угловые скорости валов привода.

    рад/с

    Определяем угловую скорость ведущего вала редуктора:

    рад/с

    n об/мин

    Определяем  угловую скорость ведомого вала  редуктора:

    рад/с

    Определяем  крутящий момент на ведущем  и ведомом валу редуктора:

    T

    P

    =0,97

1.9 Найдем T

    T

II. Расчет редуктора

2.1 выбор материалов для заданных колес.

    В  задании на проектирование нет  особых требований и отношении  габаритов передачи, поэтому выбираем  материалы со средними механическими  качествами (по табл. 3.15). Для шестерни  принимаем сталь 50Г, термообработка  – улучшение, твердость НB 241; для колеса – сталь 40, термообработка – нормализация, твердость HB 152. Пределы прочности и текучести материалов:

    шестерни (считаем, что диаметр заготовки  будет до 100мм)

    ,       

    колеса (считаем, что диаметр заготовки  будет в пределах 300-500 мм)

    ,            

2.2 Пределы выносливости при симметричном цикле изгиба определяем по формуле (3.73):

   

    для  материала колеса

   

2.3 Допускаемые напряжения определяем, исходя из длительной работы передачи. При этом число циклов нагружения зубьев и коэффициенты режима (см. стр. 76 и 78). Допускаемые контактные напряжения согласно формуле (3.65):

   

    для  шестерни

   

    для  колеса

   =2,75

    Для  косозубых колес при значительном  перепаде твердостей зубьев можно  принять в соответствии с формулой (3.63):

   

   так как  , то в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения принимаем :

   

2.4 Допускаемое напряжение изгиба при одностороннем действии нагрузки определяем по формуле (3.71):

   

    Принимаем для нормализованных и улучшенных поковок [n]=1,5, для шестерни и для колеса (см. стр. 78), получаем:

    для  шестерни

   

    для  колеса

   

2.5 Межосевое расстояние из условия контактной прочности определяем по формуле (3.6):

    A=(2+1)

   а) Вращающий момент на валу шестерни

   

    б)  Зубчатые колеса в принятой  схеме редуктора расположены  симметрично относительно опор. Однако силы, действующие на звездочку  цепной передачи, вызывают дополнительную  деформацию ведомого вала, и условие  контакта зубьев ухудшается. Упругая  линия ведомого вала несимметрична,  и коэффициент нагрузки следует  выбирать как в случаях несимметричного  расположения колес. Предварительно  принимаем K=1,5 (см. стр. 63). При этом расчетный момент на валу шестерни (см. табл. 3.1).

   

    в)  Принимаем коэффициент ширины

     г)  Коэффициент повышения допускаемой  нагрузки для непрямозубых колес (см. табл. 3.1); после подстановки выбранных величин получим

    А=(2+1) 

 2.6 Нормальный модуль зацепления по формуле (3.11)

   

    В соответствии с ГОСТом 9563-60 принимаем

2.7 Принимаем предварительно угол наклона зубьев , по формуле (3.15) определяем число зубьев шестерни.

   

    Принимаем  тогда

    Определяем окончательное значение угла наклона зубьев

   

   

2.8 Основные размеры зубчатой пары.

    Диаметры  делительных окружностей шестерни  и колеса

   

   

    Проверяем  соблюдение условия:

   

    в  нашем случае   

    Диаметры  окружностей выступов:

   

   

    Ширина:

    зубчатого  колеса 

    шестерни мм

2.9 Проверяем коэффициенты ширины:

    =

    Рекомендуется

   

   т.е. коэффициент выбран в допустимых пределах.

2.10 Окружная скорость колеси степень точности передачи:

    окружная  скорость

   

    При  данной скорости согласно рекомендациям,  приведенным в табл. 3.9, можно принять  9-ю степень точности, но для  уменьшения динамической нагрузки  выбираем 8-ю степень.

2.11 Уточняем коэффициент нагрузки К=

    При  и несимметричном расположении колес относительно опор по табл. 3.12 и формуле (3.62)

    =

    при (см. табл. 3.11)

    K=1,1

2.12 Рабочие (расчетные) контактные напряжения определяем по формуле (3.8).

    Расчетный  момент на шестерне

   

    Ширина  колеса B = 40 мм, при этом расчетные контактные напряжения

   

2.13 Силы, действующие в зацеплении:

    окружное  усилие

   

    радиальное усилие

   

    осевое  усилие

   

2.14 Проверка прочности зубьев на изгиб (см. табл. 3.3):

   

    а) фиктивные числа зубьев

   

   

    б)  по табл. 3.4 находим коэффициенты  формы зуба:

                     

    в)  сравнительная оценка прочности  на изгиб зубьев шестерни и  колес

   

   

    следует проверять на изгиб зубья колеса, так как их прочность ниже, чем прочность зубьев шестерни;

    г)  коэффициент повышения прочности  на изгиб непрямых зубьев по  сравнению с прямыми  (см. табл. 3.3);

    д)

    е)  расчетное окружное усилие

   

    ж)  рабочие (расчетные) напряжения  изгиба в опасном сечении колеса

   

    Основные параметры редуктора сведены в табл. 14.1.

III. Ориентировочный расчет валов редуктора

3.1 Крутящие моменты, возникающие в поперечных сечениях валов:

    ведущего

   

    ведомого (без учета потерь в передаче)

   

3.2 Диаметры валов

    Ведущий вал. Диаметр выходного конца вала определяем из расчета на кручение, приняв допускаемое напряжение [. При этом

   

    Согласно  ГОСТу 6636-60 (см. табл. П10) принимаем . Диаметр вала под подшипником предварительно берем и под шестерней

    Ведомый вал. Учитывая влияние изгиба от натяжения цепи, принимаем для определения диаметра выходного конца вала пониженное допускаемое напряжение [. При этом

    мм

    Принимаем  , под подшипником и под зубчатым колесом Диаметры остальных участков валов назначают конструктивно при компоновке редуктора. 

IV. Конструктивные размеры зубчатой пары

    Шестерня  – выполняется без ступицы.

    Зубчатое  колесо – кованое (см. рис. 11.1):

    диаметр ступицы ; принимаем

    длина  ступицы 

    толщина обода принимаем

    толщина  диска  принимаем С = 12 мм. 

V. Размеры элементов корпуса и крышки редуктора (см. рис.11.19)

5.1 принимаем

5.2 принимаем

5.3 Толщина верхнего пояса корпуса

5.4 Толщина пояса крышки

5.5 Толщина нижнего пояса корпуса

5.6 Диаметр фундаментальных болтов принимаем фундаментальные болты с резьбой М16.

5.7 принимаем болты М12.

5.8 принимаем болты М8.

5.9 Глубина гнезда под подшипник  

VII. Первый этап эскизной компоновки редуктора (см. рис. 14.3).

    Этот этап эскизной компоновки имеет целью установить приближенно положение зубчатых колес и звездочки относительно опор, чтобы иметь возможность определить опорные реакции и подобрать подшипники.