Спроектировать горизонтальный одноступенчатый цилиндрический зубчатый редуктор по следующим данным:
мощность на ведущем валу – P1 = 8 кВт;
число оборотов ведущего вала – n1 = 960 об/мин;
передаточное число – i = 5,5
Редуктор предназначен для привода цепного конвейера. Нагрузка спокойная без рывков и толчков. Редуктор предназначен для длительной эксплуатации.
Решение
1. Расчет зубчатых колес редуктора
1.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III, табл. 3.3 ([1] c. 29-30)); для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка — улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200. Допускаемые контактные напряжения:
σH=σHlimbKHLSH
где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По табл. 3.2 гл. III ([1] c. 29) для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):
σHlimb=2HB+70
KHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1; коэффициент безопасности SH=1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III ([1] c. 30):
σH=0,45(σH1+σH2)
для шестерни σH1=2HB1+70KHLSH=(2∙230+70)11,1≈482 МПа
для колеса σH2=2HB2+70KHLSH=(2∙200+70)11,1≈428 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
σH=0,45482+428=410 Мпа.
Требуемое условие σH≤1,23σH2 выполнено.
Коэффициент KHβ примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, ([1] c. 27) как в случае несимметричного расположения колес, значение KHβ=1,25.
1.2 Кинематические и силовые параметры передачи
Частота вращения и угловые скорости валов редуктора:n1=960 обмин;
n2=n1up=9605,5=174,5обмин;
ω1=ωдв=π∙n30=π∙96030=100,5радс;
ω2=ω1up=100,55,5=18,27радс.
Вращающие моменты:
на валу шестерни
T1=P1ω1=8∙103100,5=79,6 Н∙м=79,6∙103 Н∙мм;
на валу колеса
T2=T1uр=79,6∙103∙5,5=438∙103 Н∙мм.
1.3 Проектный расчет передачи
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψba=baw=0,4 ([1] c. 36).
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III ([1] c. 27):
aw=Kau+13T2KHβσH2u2ψba=435,5+13438∙103∙1,254102∙5,52∙0,4≈180 мм
где для косозубых колес Ka=43, а передаточное число нашего редуктора по ГОСТ 2185-66 u=up=5,5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw=180 мм.
Нормальный модуль:
mn=0,01÷0,02aw=0,01÷0,02180=1,8÷3,6 мм;
принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев β=10°и определим числа зубьев шестерни и колеса:
z1=2awcosβu+1mn=2∙180∙cos10°5,5+1∙2=180∙0,98486,5=27,27
Принимаем z1=27; тогда z2=z1u=27∙5,5=148,5
принимаем z2 = 149
уточняем передаточное число u=z2z1=14927=5,52
Уточненное значение утла наклона зубьев
cosβ=(z1+z2)mn2aw=27+149∙22∙180=0,9777
β = 12,10149°
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные:
d1=mncosβz1=20,9777∙27=55,23 мм;
d2=mncosβz2=20,9777∙149=304,77 мм.
Проверка aw=d1+d22=180 мм;
Диаметры вершин зубьев:
da1=d1+2mn=55,23+2∙2=59,23 мм;
da2=d2+2mn=304,77+2∙2=308,77 мм;
Ширина колеса b2=ψbaaw=0,4∙180=72 мм; ширина шестерни b1=b2+5 мм=72+5=77 мм
.
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
ψbd=b1d1=7755,23=1,39.
Окружная скорость колес и степень точности передачи
ν=ω1d12=100,5∙55,232∙103=2,78мс.
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
1.4 Проверочный расчет
Коэффициент нагрузки KH=KHβKHαKHν.
Значения KHβ даны в табл. 3.5 ([1] c. 34); при ψbd=1,39, твердости HB<350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи KHβ≈1,07.
По табл. 3.4 гл. III ([1] c. 34) при ν=2,78 мс и 8-й ст. точности KHα≈1,09.
По табл. 3.6 ([1] c. 35) для косозубых колес при ν≤5 мс имеем KHν=1,0.
Таким образом, KH=1,07∙1,09∙1,0=1,166.
Проверка контактных напряжений по формуле:
σH=270awT2KH(u+1)3b2u2=270180438∙103∙1,166(5,5+1)372∙ 5,52=380,6 МПа <σH
Условие прочности выполнено.
Силы, действующие в зацеплении:
окружная Ft=2T1d1=2∙79,6∙10355,23=2882 H;
радиальная Fr=Fttg ∝cosβ=2882tg 20°cos12°6´=1073 H;
осевая Fa=Ft tgβ=2882∙tg12°6´=618 H.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:
σF=FtKFYFYβKFαbmn≤σF.
Здесь коэффициент нагрузки KF=KFβKFν. По табл. 3.7. ([1] c. 38) при ψbd=1,39, твердости HB<350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор KFβ=1,19. По табл. 3.8 ([1] c. 38) KFν=1,1. Таким образом, коэффициент KF=1,19∙1,1=1,31; YF — коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zν [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25) ([1] c. 40)]:
у шестерни zν1=z1cosβ3=27(0,9777)3=29;
у колеса zν2=z2cosβ3=149(0,9777)3=159.
Коэффициенты YF1=3,82 и YF2=3,60.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα [см. пояснения к формуле 3.25 ([1] c. 40)];
Yβ=1-β°140=1-12,1140=0,914;
KFα=4+(εα-1)(n-5)4εα=4+(1,5-1)(8-5)4∙1,5=0,91
где средние значения коэффициента торцового перекрытия εα=1,5; степень точности n = 8.
Допускаемое напряжение по формуле:
σF=σF limb°SF.
По табл
Задать вопрос
на новый заказ в Автор24.
