Проектирование редуктора

Содержание

Исходные  данные                                                                                          2

1. Определение  выходных параметров передачи                                       3

2. Выбор  требуемого технического уровня  разрабатываемого 

редуктора и  определение его характерных  размеров                                          4

3. Подбор  материала для зубчатых колес  редуктора                                 5

4. Определение  допускаемых напряжений для выбранного

материала                                                                                                                  7

5. Определение  размеров и геометрии зубчатых  колес                             9

6. Уточнение  контактных напряжений на поверхности  зубьев, назначение технологии изготовления, проведение экономической оптимизации  параметров                                                                                      10

7. Конструирование  зубчатого колеса                                                       12

8. Оформление  рабочего чертежа                                                              13

9. Определение  размеров и формы конца вала                                         14

10. Составление  расчетной схемы                                                             15

11. Оценка  ресурса выбранных подшипников                                         16

12. Оценка  ресурса вала                                                                              20

Список  литературы                                                                                     21

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исходные данные:

Таблица 1 Технические параметры проектируемой передачи

Вариант 17

Мощность N1, кВт	Частота вращения n1,  об./мин	Тип передачи
4,0	1500	прямозубая

 

Таблица 2 Технические параметры проектируемой передачи

Вариант 18

Передаточное отношение Uред	Срок службы в годах	Тип производства
4,0	5	крупносерийное

 

Таблица 3 Режим эксплуатации

Вариант 18

tсут., часов	t/tсут	t1/tсут	t2/tсут	M1/M	M2/M
16	0,3	0,2	0,5	0,3	0,2

 

 

Рисунок 1. Режим эксплуатации (к табл. 3)

1.Определение выходных параметров передачи

Зубчатая  передача преобразует параметры  вращательного движения следующим образом.

Частота вращения выходного (ведомого) вала п₂ связана с частотой вращения ведущего п₁ соотношением:

 

Момент  на ведомом валу М₂ связан с моментом на ведущем M₁ соотношением:

 

ŋ - коэффициент  полезного действия, учитывающий потери мощности в передаче. Для закрытых цилиндрических зубчатых передач его значение составляет 0,96-0,97. Принимаем ŋ равное 0,96. Необходимое для расчета значение момента на ведущем валу в Н∙м определяется по зависимости:

 

Момент  на ведомом валу М₂:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Выбор требуемого технического уровня разрабатываемого редуктора и определение его характерных размеров

Чтобы начать проектирование редуктора, необходимо выбрать его требуемый технический  уровень. В качестве показателя технического уровня можно взять принятый ГОСТом показатель γ, представляющий собой отношение массы редуктора т_ред. к крутящему моменту М₂ на его ведомом валу.

Показатель  γ выбирается в зависимости от типа планируемого производства разрабатываемого редуктора.

Показатель γ, взятый в пределах γ0,06, указывает на высший технический уровень. Такой редуктор может быть конкурентоспособен на рынке и принят к крупносерийному или даже массовому производству.

Принимаем γ = 0,06

Выбрав  технический уровень проектируемого редуктора, можно оценить его  предельную массу т_ред:

 

 где γ - технический уровень редуктора;

М₂ - крутящий момент на выходном валу.

Значение  необходимого межцентрового расстояния для редуктора с известной массой рассчитаем по формуле:

 

где a_w-межцентровое расстояние зубчатой передачи, мм;

m_ред – масса проектируемого редуктора, кг;

U_ред – передаточное число редуктора;

ψ_a – коэффициент относительной ширины зубчатых колес, который выбирается по рекомендациям ГОСТа в зависимости от типа передачи: для прямозубых передач =0,16; 0,25; 0,315.

Принимаем 0,16.

 

Полученное  значение a_w округляется до ближайшего стандартного по ГОСТу: a_{w станд.}=125 мм.

3. Подбор материала для зубчатых колес редуктора

Для закрытых зубчатых передач (редукторов) основным условием надежной работы является отсутствие усталостных контактных повреждений зубьев (питинга). Оно обеспечивается выполнением при проектировании условия прочности по контактной выносливости:

 

где σ_H — контактные напряжения в зубьях редуктора, [σ_H] - допускаемые контактные напряжения для материала зубьев. Ожидаемый уровень контактных напряжений в зубьях редуктора σ_H [МПа] можно определить по следующей формуле:

 

где А — размерный коэффициент, определяемый в зависимости от типа передачи (для прямозубых А = 10000, для косозубых и шевронных А = 8500),

b₂ — ширина зубчатого колеса в мм;

 

U_ped — передаточное отношение редуктора;

К - коэффициент нагрузки;

К_На- коэффициент распределения нагрузки между зубьями. Значения указанных коэффициентов будут определены позже, а на первоначальной стадии расчета можно принять ориентировочно К_На =1; К =1,2.

 

Определив контактные напряжения в зубьях, следует  выбрать материал, из которого будут  изготавливаться зубчатые колеса редуктора. Для этого нужно определить необходимую твердость поверхности зубьев, от которой и зависит их сопротивляемость контактным повреждениям.

 

В прямозубых передачах полученное значение следует  рассматривать как требуемое  для ведомого зубчатого колеса.

Из справочника  марок сталей выбираем пару материалов для шестерни и колеса, имеющую  близкую к полученным значениям  твердость при соответствующей  термообработке. Минимальное значение твердости шестерни должно быть на 20 – 30 единиц выше, чем минимальная твердость колеса, в связи с тем, что частота вращения шестерни выше, чем колеса, и для нее требуется более прочный материал.

Материал шестерни:

Сталь Ст.35ХГСА, твердость поверхности HB 295-325, предел текучести σ_Т =960 МПа, предел прочности σ_В = 1050 МПа, термообработка – улучшение.

Материал колеса:

Сталь Ст.35ХМ, твердость поверхности HB 269-302, предел текучести σ_Т =750 МПа, предел прочности σ_В = 950 МПа, термообработка – улучшение.

Проверка  совместимости:

(удовлетворяет требованию).

 

 

 

 

 

 

 

4. Определение допускаемых напряжений для выбранного материала

Для определения  допускаемых напряжений используют средние значения твердости выбранных  материалов из указанных в справочнике  диапазонов:

 

 

 

 

По полученному  значению НВ_ср вычисляются параметры выносливости материалов: предел контактной выносливости при пульсирующем цикле изменения напряжений – σ_0H [МПа], и предельное значение долговечности при этих напряжениях – N₀ [циклов].

Для зубчатых колес с твердостью поверхности НВ < 350 эти параметры определяются по формулам:

 

 

 

 

Окружную  скорость колес v, м/с можно определить по формуле:

 

где a_wстанд— межцентровое расстояние в мм;

n₁ об/мин - частота вращения ведущего вала редуктора;

n – коэффициент запаса, обеспечивающий требуемый уровень надежности передачи. При скорости v ≤ 5 м/с принимаем .

N_E - эквивалентное (приведенное к максимальному режиму работы) число циклов нагружения зуба за срок эксплуатации редуктора.

 

 

где T_E – эквивалентное (приведенное к максимальному режиму работу) время в часах эксплуатации редуктора:

 

где L – заданный ресурс редуктора, годы,

260 –  число рабочих дней в году,

t_экв. – эквивалентное (приведенное к максимальному режиму работы) время работы редуктора за сутки:

 

 

где t_i – время работы на данной ступени режима,

m – параметр выносливости материала для сталей с твердостью поверхности HB<350 составляет m=6,

М – номинальный  момент редуктора,

М_i – момент на текущей ступени работы

Поскольку в редукторе используется прямозубая передача, то для нее [σ_H]=[σ_H2], т.е. в качестве допускаемого напряжения принимается допускаемое напряжение ведомого зубчатого колеса, изготовленного из менее прочного материала.

Определим значения допускаемых напряжений для материала колеса [σ_H2]:

 

 

где Z_R – коэффициент, учитывающий качество технологической обработки поверхности зубьев: нарезание червячной фрезой, Z_R = 0,9, R_a = 2,5-10 мк,

n – коэффициент запаса, обеспечивающий требуемый уровень надежности передачи,

5. Определение размеров и геометрии зубчатых колес

По имеющемуся значению межцентрового расстояния a_w выбирают модуль зубчатых колес. Обычно его берут в интервале:

 

Выбираем  модуль из 1-го ряда m=2,0:

1-й предпочтительный  ряд:

1,0; 1,5;2,0; 3,0; 4; 5; 6; 8; 10; 12

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 

Число зубьев шестерни:

 

Число зубьев колеса:

 

Уточним передаточное отношение по формуле:

 

Расхождений с принятым ранее нет.

Определим делительные диаметры.

Шестерни:

 

Колеса:

 

Вычислим  диаметры выступов и впадин колеса и шестерни:

 

 

 

 

Проверка:

 

Расхождений с ранее вычисленным нет.

6. Уточнение контактных  напряжений на поверхности зубьев, назначение технологии изготовления, проведение экономической оптимизации  параметров

Для определения  действительных значений контактных напряжений  необходимо уточнить истинное значение коэффициента нагрузки К, так как ранее он был выбран условно. Коэффициент нагрузки учитывает неравномерность распределения напряжений по длине зуба при помощи коэффициента концентрации К_β , а также увеличение уровня напряжений из-за ударов зубьев в пределах радиального зазора при помощи коэффициента динамичности К_V. То есть

 

Коэффициент концентрации зависит от прирабатываемости зубьев. Чтобы определить, будет ли передача прирабатываться, проверяют наличие двух условий:

-твердость  поверхности колеса НВ<350 (HB= 285,5);

- окружная  скорость колес V<15 м/с (V=3,93 м/с).

Т.о. передача прирабатывается.

 

Для определения  коэффициента динамичности назначаем  предварительно 7-й класс точности. Для v=3,93 м/с ,(верно препод одобрил, мы сним перерешали) передача прямозубая.

 

 

v=	3,93
v3=	Kv=	1,12	∆v=5-3=2
v4=	Kv=	1,20	∆kv=0,02
			V=3,93-3=0,93
			0,93-x
			x=0, 08×0,93/2=0,0372
			1,12+0,0372=1,1572