Расчет духступенчатого редуктора

М/сек целесообразно использовать прямозубую передачу, в противном случае косозубую Проверочный расчет прочности зубьев по напряжениям изгиба Подбор подшипников Тихоходный вал Конструирование опорных узлов редуктора

15084

знака

таблицы

изображения

Читать далее: М/сек целесообразно использовать прямозубую передачу, в противном случае косозубую

Содержание:

Введение, исходные данные ………………………………………………2

Кинематический расчет

1.1. Передаточное число ………………………..…………………. 3

1.2. Вращающие моменты на валах ………………………………. 3

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор металла и режима термообработки …………………. 4

2.2. Допускаемые напряжения …………………………………… 4

2.3. Расчет первой ступени ………………………………………. 6

2.3.1. Определение межосевого расстояния …………………. 6

2.4. Расчет второй ступени ……………………………………….. 9

2.4.1. Определение межосевого расстояния …………………. 9

2.5. Проверочный расчет прочности зубьев по направлениям

изгиба …………………………………………………………. 10

3. Расчет валов

3.1. Предварительный расчет валов …………………………… 11

3.2. Подбор подшипников ……………………………………… 12

3.3. Проверочный расчет валов ………………………………… 12

3.3.1 Быстроходный вал ……………………………………… 13

3.3.2 Промежуточный вал ……………………………………. 14

3.3.1 Тихоходный вал ………………………………………… 15

3.4. Утонченный расчет валов ………………………………….. 16

Конструирование опорных узлов

4.1. Выбор и проверка работоспособности подшипников ……. 18

4.2. Расчет штифтов ……………………………………………… 19

Расчет ошибок мертвого хода ………………………………………. 19 Инструкция по сборке ……………………………………………….. 20 Литература ……………………………………………………………. 21

Введение:

Редуктор - зубчатая ( в т.ч. червячная ) или гидравлическая передача, обычно закрытая, предназначенная для уменьшения угловых скоростей и соответственно увеличения вращающих моментов.

Редуктор двухступенчатый цилиндрический предназначен для понижения частоты вращения.

Исходные данные:

Tвых = 30 [ Н *м ] - Крутящий момент на выходном валу.

nвых = 30 [ об / мин ] - Выходная частота вращения.

i = 26 - Передаточное число.

t = 5000 [ час ] - Рабочий ресурс.

Кинематический расчет:

1.1 Передаточное число:

Распределяем общее передаточное число редуктора i = 26 между первой и второй ступенями:

= 6,24 стандарт - 6,3

= 3,846 стандарт - 4

= 25,2 - Общее передаточное число.

- Отклонение

Частота вращения промежуточного вала:

= 120 [ об / мин ]

Частота вращения быстроходного вала:

= 756 [ об / мин ]

1.2 Вращающие моменты на валах:

Крутящий момент на промежуточном вале:

= 1,227 [ Н*м ] ; = 7,498 [ Н*м ]

где - КПД привода равный произведению частных КПД: муфты, зубчатой передачи, пары подшипников.

Расчет зубчатой передачи.

2.1 Выбор металла и режима термообработки.

При необходимости получения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости редуктора выбираем для изготовления колес и шестерен недорогую конструкционную легированнную сталь 40, с улучшением ТУ 14-1-314-72.

Можно также применять стали: 30X; 38X; 14X; 12X ГОСТ 5632-72.

Назначаем режим термообработки: для колес НВ=200 - улучшение; для шестерни НВ=200 - улучшение.

2.2 Допускаемые напряжения.

В соответствии с рекомендациями [2] допускаемые конструкционные напряжения при расчете на выносливость опредиляются по формуле:

(1)

где: - базовый предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствует базовому числу циклов ; - контакт безопасности, в соответствии с рекомендациями и улучшениями принимают = 1,1; - коэффициент долговечности.

В соответствии с [3] при нормализации и улучшении при твердости поверхности зубьев базовый предел контактной выносливости определяется по следующей зависимости:

=2HB+30 (2)

где: НВ - твердость поверхностей зубьев.

В соответствии с [3] контакт долговечности , учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи определяется по зависимости:

(3)

где: - базовое число циклов, определяющихся в зависимости от твердости металла;

- фактическое число циклов нагружения.

В соответствии с [3] для режима с постоянной нагрузкой расчетное число циклов определяется по формуле:

(4)

где: n - частота вращения того из колес, по металлу которого определяем допускаемое напряжение ( об / мин ).

С - число зацепления зуба за 1 оборот колеса ( принимается: C=1 )

T - число часов работы передачи за расчетный срок службы ( Т=5000 )

Для колес общих ступеней:

=430 МПа

Для шестеренок общих ступеней:

=470 МПа

Подставляя в формулу (4) числовые значения для n, C, T получаем:

( циклов )

В соответствии с [3] принимаем циклов.

Подставляем значение в формулу (3), получим:

Подставляя в формулу (1) полученные числовые значения имеем:

допускаемое рабочее напряжение для колес: =390 МПа

для шестерен: =427 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб:

где: - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжения изгиба;

- контакт безопасности. ( принимаем =1,7 );

- контакт учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки ( при одностороннем =1 );

- контакт долговечности.

Для зубчатых колес с

(6)

где: - базовое число циклов ( принимаем циклов);

- эквивалентное число циклов ( при постоянном режиме нагрузки определяется по формуле (4));

Подставляя полученные значения в формулу (6) получим:

; ;

Для зубчатых колес с твердостью металла при нормализации и улучшении базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжения изгиба: ( МПа ) - определяется эмпирической зависимостью:

для колес =260+НВ=460 МПа