Министерство образование и науки Украины

Никопольский Факультет Металлургической Академия Украины

Кафедра прикладной механики

Редуктор цилиндрический двухступенчатый

Расчет

Руководитель Вышинский В.Т.

Разработала ст. гр. ТМН-07 Лубашева Л.В.

Никополь 2011

Оглавление

1. Исходные данные

2. Выбор электродвигателя

3. Передаточные числа и нагрузки ступеней

4. Расчет основных размеров зубчатых передач на контактную выносливость

5. Геометрический расчет быстроходной ступени

6. Проверочный расчет зубьев быстроходной ступени на выносливость и выбор материалов

7. Геометрический расчет тихоходной ступени

8. Проверка передаточного числа

9. Проверочный расчет зубьев тихоходной ступени на выносливостьи выбор материалов

10. Подбор муфты и предварительное определение расчетных длин валов

11. Усилия в зацеплении и консольные нагрузки

12. Расчет быстроходного вала

13. Расчет промежуточного вала

14. Расчет тихоходного вала

15. Подшипники качения

16. Шпоночные соединения

17. Проверка запасов выносливости валов

18. Основные размеры корпусных деталей и компоновка редуктора

1. Исходные данные

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора T₃=3150 Нм.

Частота вращения тихоходного вала n₃=59 об/мин.

Быстроходный вал соединен упругой муфтой МУВП с асинхронным электродвигателем с синхронной частотой вращения n₁_C=750 об/мин.

Консольная нагрузка тихоходного вала U₃=16000 Н.

Режим работы редуктора непрерывный, нереверсивный. Нагрузка близка к постоянной, срок службы не ограничен.

Быстроходная ступень редуктора – шевронная, раздвоенная с эвольвентным зацеплением, исходный контур по ГОСТ 13755-81. Тихоходная ступень – косозубая с круговинтовым дозаполюсным зацеплением Новикова, исходный контур по ГОСТ 15023-76.

Твердость зубьев быстроходной ступени после улучшения: шестерни – 270…300 НВ, колеса – 220…250 НВ. Твердость зубьев тихоходной ступени после улучшения: шестерни – 250…280 НВ, колеса – 200…230 НВ.

Направление вращения – по схеме (рис. 1).

2. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность двигателя

, (2.1)

Здесь P – в Вт, Т₃ – в Н×м, n₃ – в об/мин.

Принимаем ориентировочно КПД одной ступени h=0.97, тогда

Принят электродвигатель 4Ф200М6УЗ по ГОСТ 19523-81, P=22 кВт, n1=975 об/мин.

3. Передаточные числа и нагрузки ступеней

Передаточное число редуктора

Принимаем передаточное число быстроходной ступени

Принято

Передаточное число тихоходной ступени

Вращающие моменты на промежуточном и быстроходном валах

Нм,

4. Расчет основных размеров зубчатых передач на контактную

выносливость

Определяем допускаемые контактные напряжения по средней твердости зубьев НВ_ср более мягкого колеса при коэффициенте запаса S, равным 1.1 (ГОСТ 21354-87). Для быстроходной ступени

МПа

Для тихоходной ступени

МПа

Быстроходная ступень выполняется в виде раздвоенного шеврона с эвольвентным зацеплением. Межосевое расстояние

, (4.1)

Принимаем коэффициент нагрузки K=1.2, и для раздвоенного шеврона коэффициент ширины

Получаем

мм

Принято согласно ГОСТ 2185-66: а_w₁₂=200 мм

Расчетная ширина полушеврона быстроходной ступени

мм

Тихоходная ступень выполнена в виде косозубой передачи с круговинтовым зацеплением Новикова. Межосевое расстояние

Принимаем коэффициент нагрузки K=1.1; и для косозубой передачи

. Получаем

мм

Принято согласно ГОСТ 2185-66: а_w_2'3=250 мм

Расчетная ширина тихоходной ступени

, b_2'3=100 мм

5. Геометрический расчет быстроходной ступени

Модуль окружной

Принимаем суммарное число зубьев Z₁+Z₂=100, тогда

мм

Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 модуль нормальный m_n=3,5 мм

Значениям модулей соответствуют

, b=36°52′,

что лежит в интервале 25…40°, желательном для шевронных передач.

Числазубьев

Z₂= (Z₁+Z₂)–Z₁, (5.1)

Принято Z₁=19, Z₂=81.

Число зубьев, минимальное по условию подрезания,

Z_min=17cos³b=17×0.8³»9.

Принятое Z₁ больше, чем Z_min, поэтому передача не требует смещения (корригирования). Действительное передаточное число быстроходной ступени

Коэффициент осевого перекрытия

что более чем достаточно.

Диаметры колес (рис. 2):

d₁=m_t×Z₁=3,5×19, d₁=67 мм,

d₂=m_t×Z₂=3,5×81, d₂=284 мм,

проверяем:

d_a1=d₁+2m_n=67+2×3,5, d_a1=74 мм

d_a2=d₂+2m_n=284+2×3,5, d_a2=291 мм

d_¦₁=d₁–2.5m_n=67–2,5×3,5, d_¦₁=58,25 мм

d_¦₂=d₂–2.5m_n=284–2,5×3,5, d_¦₂=275,25 мм

Окружная скорость

м/с.

В соответствии с V₁₂ назначаем степень точности 10–9–7–В по ГОСТ 1643-81.

Номинальная толщина зуба на делительном цилиндре

, S_¶=5,49 мм

6. Проверочный расчет зубьев быстроходной ступени на

выносливость и выбор материалов

Контактное напряжение в эвольвентной передаче

, (6.1)

Коэффициент числа зубьев Z_K=0.79

Коэффициент нагрузки K=K_V×K_b.

При постоянной нагрузке коэффициент концентрации нагрузки K_b=1.

Коэффициент динамичности нагрузки K_V для принятой 8-ой степени точности по нормам плавности при скорости 1,77 м/с без учета приработки K_V=1.3. В результате приработки динамическая добавка уменьшается вдвое и K=K_V=1.3.

Окружная сила

Н.

Получаем
МПа, что меньше принятого (п. 4.1) допускаемого напряжения 490 МПа. Поэтому можно уменьшить ширину колеса.

Ширина колеса

мм

Принято окончательно с округлением по ГОСТ 6636-69

мм,

мм

Напряжение у основания шевронного эвольвентного зуба

Где K=K_V=1.3

Эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса

и соответствующие коэффициенты прочности Y₁=3.8, Y₂=3.60

Напряжения
МПа,

МПа.

Коэффициент запаса выносливости

Редуктор цилиндрический двухступенчатый (стр. 1 из 5)