Міністерство утворення і наукиУкраїни
Нікопольський ФакультетМеталургійної Академія України
Кафедра прикладної механіки
Редуктор циліндричнийдвоступінчастий
Розрахунок
Керівник Вишинський В.Т.
Розробила ст. гр. ТМН-07 ЛубашеваЛ.В.
Нікополь 2011
Зміст
1. Вихідні дані
2. Вибір електродвигуна
3. Передавальні числа і навантаження ступенів
4. Розрахунок основних розмірів зубчастих передач на контактну витривалість
5. Геометричний розрахунок швидкохідної щаблі
6. Перевірочний розрахунок зубів швидкохідної щаблі на витривалістьі вибір матеріалів
7. Геометричний розрахунок тихохідної щаблі
8. Перевірка передавального числа
9. Перевірочний розрахунок зубів тихохідної щаблі навитривалість івибір матеріалів
10. Підбір муфти та попереднє визначення розрахункових довжинвалів
11. Зусилля в зачепленні та консольні навантаження
12. Розрахунок швидкохідного валу
13. Розрахунок проміжного валу
14. Розрахунок тихохідного валу
15. Підшипники кочення
16. Шпонкові з'єднання
17. Перевірка запасів витривалості валів
18. Основні розміри корпусних деталей і компоновка редуктора
1. Вихідні дані
Обертаючиймомент на тихохідному валу редуктора T 3 = 3150Нм.
Частотаобертання тихохідного валу n 3 = 59 об/хв.
Швидкохіднийвал з'єднаний пружною муфтою МУВП з асинхронним електродвигуном з синхронноючастотою
обертання n 1 C = 750об/хв.
Консольнанавантаження тихохідного валу U 3 = 16000 Н.
Режимроботи редуктора безперервний, нереверсивний. Навантаження близька до постійної, термінслужби не обмежений.
швидкохіднихступінь редуктора - шеврон, роздвоєна з евольвентним зачепленням, вихіднийконтур по ГОСТ 13755-81. Тихохідна ступінь - косозубая з круговінтовимдозаполюсним зачепленням Новикова, вихідний контур по ГОСТ 15023-76.
Твердістьзубів швидкохідної щаблі після поліпшення: шестерні - 270 ... 300 НВ, колеса -220 ... 250 НВ. Твердість зубів тихохідної щаблі після поліпшення: шестерні -250 ... 280 НВ, колеса - 200 ... 230 НВ.
Напрямок обертання - посхемою (рис. 1).
2. Вибірелектродвигуна
Необхіднапотужність двигуна
,(2.1)
Тут P - в Вт, Т 3 - в Н Г— м, n 3 - в об/хв.
Приймаємо орієнтовноККД однієї сходинки h = 0.97,тоді
Прийнято електродвигун 4Ф200М6УЗпо ГОСТ 19523-81, P = 22 кВт, n1 = 975 об/хв.
3. Передавальні числаі навантаження ступенів
Передаточне числоредуктора
Приймаємопередавальне число швидкохідної щаблі
,
Прийнято
Передаточне числотихохідної щаблі
.
обертатисямоменти на проміжному і швидкохідному валах
, Нм,
4. Розрахунок основних розмірів зубчастих передач на контактну
витривалість
Визначаємо допустиміконтактні напруги по середньої твердості зубів НВ ср більш м'якогоколеса при коефіцієнті запасу S,рівним 1.1 (ГОСТ 21354-87). Для швидкохідної щаблі
, МПа
Для тихохідноїступені
, МПа
швидкохіднихщабель виконується у вигляді роздвоєного шеврона з евольвентним зачепленням.Міжосьова відстань
,(4.1)
Приймаємокоефіцієнт навантаження K = 1.2, і для роздвоєного шеврона коефіцієнт ширини
Отримуємо
мм
Прийнято згідно ГОСТ2185-66: а w 12 = 200 мм
Розрахунковаширина полушеврона швидкохідної щаблі
, мм
тихохіднихщабель виконана у вигляді косозубой передачі з круговінтовим зачепленнямНовікова. Міжосьова відстань
Приймаються коефіцієнтнавантаження K = 1.1; та для косозубой передачі. Отримуємо
мм
Прийнято згідно ГОСТ2185-66: а w 2х3 = 250 мм
Розрахунковаширина тихохідної щаблі
, b 2х3 = 100 мм
5. Геометричнийрозрахунок швидкохідної щаблі
Модуль окружний
Приймаємо сумарне числозубів Z 1 + Z 2 = 100, тоді мм
Приймаємозгідно ГОСТ 9563-60 модуль нормальний m n = 3,5 мм
Значенням модуліввідповідають
, b = 36 В° 52 ',
що лежить в інтервалі25 ... 40 В°, бажаному для шевронних передач.
Числа зубів
,
Z 2 =(Z 1 + Z 2 )-Z 1 , (5.1)
Прийнято Z 1 = 19, Z 2 = 81.
Число зубів, мінімальнепо умові підрізання,
Z min = 17cos 3 b = 17 Г— 0.8 3 В»9.
Прийняте Z 1 більше, ніж Z min , тому передача не вимагає зміщення (корригирования).Дійсне передавальне число швидкохідної щаблі
Коефіцієнт осьовогоперекриття
,
що більш ніж достатньо.
Діаметри коліс(Рис. 2):
d 1 = m t Г— Z 1 = 3,5 Г— 19, d 1 = 67 мм,
d 2 = m t Г— Z 2 = 3,5 Г— 81, d 2 = 284 мм,
перевіряємо:
,
d a1 = d 1 +2 m n = 67 +2 Г— 3,5, d a1 = 74 мм
d a2 = d 2 +2 m n = 284 +2 Г— 3,5, d a2 = 291 мм
d | 1 = d 1 -2.5m n = 67-2,5 Г— 3, 5, d | 1 = 58,25 мм
d | 2 = d 2 -2.5m n = 284-2,5 Г— 3, 5, d | 2 = 275,25 мм
Окружна швидкість
м/с.
Відповідно до V 12 призначаємо ступінь точності 10-9-7-Впо ГОСТ 1643-81.
Номінальна товщина зубана ділильному циліндрі
, S В¶ = 5,49 мм
6. Перевірочний розрахунок зубів швидкохідної щаблі на
витривалість і вибір матеріалів
Контактна напруга вевольвентної передачі
, (6.1)
Коефіцієнтчисла зубів Z K = 0.79
Коефіцієнт навантаження K = K V Г— K b .
При постійному навантаженнікоефіцієнт концентрації навантаження K b = 1.
Коефіцієнт динамічностінавантаження K V для прийнятої 8-го ступеня точностіза нормами плавності при швидкості 1,77 м/с без урахування прироблення K V = 1.3. В результаті прироблення динамічна добавказменшується вдвічі і K = K V = 1.3.
Окружна сила
Н.
Отримуємо МПа, що менше прийнятого (п. 4.1) допускаемого напруги 490МПа. Тому можна зменшити ширину колеса.
Ширина колеса мм
Прийнятоостаточно з округленням за ГОСТ 6636-69
мм,, мм
Напруга біля основиШеврон евольвентного зуба
Де K = K V = 1.3
Еквівалентнічисла зубів шестерні і колеса
,
і відповіднікоефіцієнти міцності Y 1 = 3.8, Y 2 = 3.60
НапругиМПа,
МПа.
Коефіцієнт запасувитривалості
, (6.2)
де масштабний фактор K M = 1,04
За середнімЗначення твердості знаходимо межі витривалості при отнулевом вигині
МПа;
МПа
і коефіцієнти запасу
;
.
ВВідповідно до прийнятих Твердість зубів і розмірами коліс, шестерня іколесо можуть бути виготовлені із сталі марки 45 або 40Х. Необхіднийкоефіцієнт запасу по ГОСТ 21354-87 становить для поковок з поліпшених сталей1.7, що менше знайдених. Отже, витривалість зубів на зламзабезпечується. ...
