Проектування одноступінчатого циліндричного редуктора з косозубими колесами

Вихідні дані для проектування. Потужність на тихохідному валу . Частота обертання тихохідного вала . Редуктор призначений для дрібносерійного виробництва з реверсивною передачею.

1.Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу. 

1.1 Визначаємо загальний ККД приводу.

 Креслимо кінематичну  схему проектованого редуктора. 

1.2 Визначаємо загальний ККД приводу.

n=n²_под *n_зп=0,99,

де n²_под - ККД пари підшипників

n_зп – ККД зубчатої передачі

1.3 Визначаємо необхідну потужність електродвигуна.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

3

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

1.4 Обираємо  електродвигун.

За таблицею П61 обираємо короткозамкнутий асинхронний обдувний електродвигун серії 4А100L4У3, для якого

1.5 Визначаємо передавальне відношення редуктора:

1.6 Вираховуємо обертаючий момент на швидкохідному (ведучому) валу редуктора.

2. Вибір марки матеріалу, призначення термічної обробки та визначення допустимих напружень.

2.1 Використовуючи табл. П21 і П28, призначаємо для виготовлення зубчастих коліс сталь 45 з термічною обробкою: покращення, твердість-НВ 236―для колеса, покращення, але твердість на 30одиниць нижче-НВ 199―для шестерні.

2.2 Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначають за формулою:

_н =0,45*( _н1 + _н2),

Де  _н1 = (2НВ₁ + 70)К_HL /S_H = (2*236+70)*1/1,1=493МПа –для шестерні

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

4

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

_н2 = (2НВ₂ + 70) К_HL /S_H = (2*199+70)*1/1,1=425 МПа

- для колеса

Коефіцієнт довго строковості  приймають К_HL =1, S_H=1,10 – коефіцієнт безпеки.

3. Визначення параметрів передачі.

3.1 Параметри закритих зубчастих передач починають визначати з обчислення міжосьової відстані. Знайдемо значення коефіцієнтів, що входять у формулу:

Ka =4300 ― для сталевих косозубих коліс (див. табл. П22); коефіцієнти ширини колеса . Приймаючи , отримуємо:

За табл. П25

Отже ,

За СТ СЭВ 229-75 приймаємо .

3.2 По емпіричному співвідношенню визначаємо нормальний модуль :

За СТ СЭВ 310-76 (див. табл. П23 ) приймаємо .

3.3 Призначаємо кут нахилу лінії зуба β і знаходимо число зубів шестерні і колеса. З рекомендованих значень приймаємо . Використовуючи формулу, отримуємо:

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

5

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

Для шестерні   

приймаємо .

Тоді:

Для колеса       ,

3.4 Уточнюємо значення кута нахилу зубів

З формули отримуємо:

(значення косинуса кута нахилу лінії зуба слід обчислювати з точністю до п'яти знаків) і .

3.5 Визначаємо розмір окружного модуля:

Обчислене значення з табл. П23 не узгоджується і, звичайно, не округляється.

3.6 За формулами знаходимо ділильні діаметри, діаметри вершин зубів і западин шестерні і колеса:

Шестерні        d₁ = (m_n/cosβ)z₁=(2,5/0,98437)35=88,89мм

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

6

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

 
Колеса              d₂=(m_n/cosβ)z₂=(2,5/0,98437)91=231,11мм

Перевірка         a_w=d₁+d₂/2=88,89+231,11/2=160

Знаходимо діаметри вершин зубів:

Шестерні             d_a1=d₁+2m_n=88,89+2*2,5=93,89мм

Колеса                  d_a2=d₂+2m_n=231,11+2*2,5=236,11мм

Ширина колеса         b₂=ψ_ba*a_w=0,4*160=64мм

Ширина шестерні    b₁=b₂+(2…4)=68мм

Знаходимо діаметри западин:

шестерні             d_f1=d₁-2,5m_n=88,89-2,5*2.5=82,64мм

колеса                  d_f2=d₂-2,5m_n=231,11-2,5*2,5=224,86мм

3.7 За формулою (108) уточнюємо міжосьова відстань:

4.Обчислення окружної швидкості і сил, що діють в зачепленні.

4.1 Визначаємо окружну швидкість і призначаємо ступінь точності передачі:

.

По табл. 2: v > 4 м/с, приймаємо 8-у ступінь точності.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

7

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

4.1 Обчислюємо сили, що діють в зачепленні:

Колова           Ft=2T1/d1=2*165*10 /88,89=3,712* H

Радіальна      

Осьова  

5. Перевірочний розрахунок на контактну і згинальну витривалість зубів.

5.1 Визначаємо коефіцієнти, що входять в рівняння: (див. табл. 3 ) при , (див. табл. П22 ), ; так як , то за формулою:

;

(див. табл. П25 ), (див. табл. П26 ) , (див. табл. П24 ) ( табличні значення коефіцієнтів отримані за допомогою інтерполірування ).

Коефіцієнт навантаження .

5.2 За рівнянням перевіряємо контактну витривалість зубів :

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

8

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

5.3 Визначаємо коефіцієнти, що входять в рівняння: , (див. табл. П25 ), (див. примітку 2 до табл. П26 ).

Коефіцієнт навантаження: .

За формулою обчислюємо еквівалентні числа зубів шестерні і колеса:

;

.

За табл. П27 інтерполіруючи, визначаємо коефіцієнт форми зуба шестерні і колеса .

Порівняльна оцінка міцності зуба шестерні і колеса при згині:

Для шестерні          

Для колеса                

Міцність зубів колеса виявилася нижча, ніж зубів шестерні, тому перевірку на витривалість по напруженням вигину слід виконати для зубів колеса.

Значення коефіцієнта знайдемо за допомогою формули:

.

5.3 За рівнянням перевіряємо витривалість зубів при згині:

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

9

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

6. Орієнтовний  розрахунок валів.

Діаметр вихідного кінця  вала визначимо грубо наближено (орієнтовний розрахунок ) з розрахунку на міцність при крученні по заниженим допустимим дотичним напруженнями: .

6.1 Для ведучого валу редуктора при з рівняння міцності :

,

отримуємо:

У відповідності з рядом  (СТ СЭВ 514-77) приймаємо .

Призначаємо посадочні розміри  під ущільнення і підшипники.

Приймаємо       d_y1=48 - для стандартного ущільнення

                          d_n1=50 – для підшипників кочення

Шестерню доцільно виготовити заодно із валом.

6.2 Для веденого валу приймаємо

Діаметр вихідного кільця веденого валу:

У відповідності з рядом  приймаємо d_П2=55мм, пыд зубчастим колесом d_K2=60мм, для ущільнення – d_y2=52мм.

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

10

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

6.3 Конструктивні розміри зубчастого колеса:

діаметр маточини: ,

довжина маточини ,

приймаємо ;

товщина обода ,

приймаємо .

Колесо виготовляємо з  поковки, конструкція дискова.

Товщина диска  ,

приймаємо .

Діаметр отворів в диску  призначається конструктивно, але  не менше 15… 20мм.

7. Конструктивні  розміри елементів корпусу та  кришки редуктора

7.1 товщина стінок корпусу і кришки:

7.2 стінка кришки 7мм.

7.3 Товщина верхнього пояса корпуса:

7.4 Товщина нижнього пояса корпуса редуктора:

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

11

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата

7.5 Товщина ребер жорсткості корпусу редуктора:

7.6 Діаметр фундаментальних болтів:

Приймаємо болти з різьбою  М16

7.7 Діаметр болтів, що з'єднують корпус з кришкою редуктора:

Приймаємо болти з різьбою  М12

8. Конструктивні розміри валів підшипників вузлів і ком-поновка редуктора

Приблизно посередині аркуша проводимо вертикальну осьову лінію; потім дві горизонтальні лінії  – осі валів на відставі .

Креслимо спрощено шестерню і колесо у вигляді прямокутників; шестерня виконується за одне ціле з валом; довжина маточини колеса дорівнює .

Креслимо внутрішню стінку корпуса:

• Приймаємо зазор між торцем шестерні і внутрішньою стінкою корпусу: А₁=1,2* =1,2*8=10мм;
• приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса: А₂=2 =2*8=16мм;
• приймаємо зазор від кола вершин зубів колеса до внутрішньої стінки корпуса: А₃=3,5 =3,5*8=28мм.

Довжину вихідних кінців валів  приймаємо:

ДМ.02.01.00.00.

  Арк..

12

Зм.

  Арк..

№ докум.

Підп.

  Дата