Введение. При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0, 01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает.

Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

1 Кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой конической передачи: h1= 0, 965

Общий КПД привода:

h = h1x... xhnxhподш.2xhмуфты= 0, 965 x0, 992x0, 98 = 0, 927

где hподш.= 0, 99 - КПД одного подшипника.

hмуфты= 0, 98 - КПД муфты.

Требуемая мощность:

Pтреб.= = = 12, 406 кВт

Входная угловая скорость вращения wвход.= 47, 25 рад/с.

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

U1= 3, 15

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу 1.1:

Таблица 1.1 - Частоты и угловые скорости вращения валов

Мощности на валах:

P1= Pтреб.xhподш.= 12, 406 x106x0, 99 = 12281, 94 Вт

P2= P1xh1xhподш.= 12281, 94 x0, 965 x0, 99 = 11733, 551 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1= = = 259935, 238 Нxмм

T2= = = 782236, 733 Нxмм

2 Расчёт зубчатой конической передачи

Рисунок 2.1 – Схема передачи

2.1 Проектный расчёт

Выбираем материалы со следующими механическими характеристиками (см. гл.3, табл. 3.3[1]):

- для шестерни: сталь 20ХМ

термическая обработка: цементация

твердость: HRC 63

- для колеса: сталь 35ХН

термическая обработка: нитроцементация

твердость: HRC 60

Допустимые контактные напряжения (формула (3.9)[1]):

[sH] =,

По таблице 3.2 гл. 3[1] имеем:

для стали шестерни с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – цементация:

sH lim b (шест.)= 23 xHRC1= 23 x63 = 1449 МПа;

для стали колеса с твердостью поверхностей зубьев более HB 350 и термической обработкой – нитроцементация:

sHlimb(кол.)= 23 xHRC2= 23 x60 = 1380 МПа;

где [SH] - коэффициент безопасности [SH]=1, 1;

KHL- коэффициент долговечности.

KHL=,

где NH0- базовое число циклов нагружения; для данных сталей NH0= 140000000;

NH= 60 xn xc xtS

Здесь:

- n - частота вращения, об./мин.; nшест.= 451, 204 об./мин.; nкол.= 143, 239 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

tS= 365 xLгxC xtc- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.

- Lг=10 г. - срок службы передачи;

- С=1 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены.

tS= 365 x10 x1 x8 = 29200 ч.

Тогда:

NH(шест.)= 60 x451, 204 x1 x29200 = 790509408

NH(кол.)= 60 x143, 239 x1 x29200 = 250954728

В итоге получаем:

КHL(шест.)= = 0, 749

Так как КHL(шест.)< 1.0, то принимаем КHL(шест.)= 1

КHL(кол.)= = 0, 907

Так как КHL(кол.)< 1.0, то принимаем КHL(кол.)= 1

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [ sH1] = = 1317, 273 МПа;

для колеса [ sH2] = = 1254, 545 МПа.

Для колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение:

[ sH] = [ sH2] = 1254, 545 МПа.

Принимаем коэффициент симметричности расположения колес относительно опор по таблице 3.5[1]: KHb= 1, 45.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем (рекомендация по ГОСТ 12289-76):

ybRe = 0, 285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса вычисляем по формуле (3.29[1]):

de2=Kdx =

= 99 x = 219, 051 мм.

где для прямозубых колес Кd= 99, а передаточное число нашей передачи U = 3, 15.

Т(кол.)= 782236733 Нxм - момент на колесе.

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2= 225 мм, см. стр.49[1].

Примем число зубьев шестерни z1= 25.

Тогда число зубьев колеса:

z2= z1xU = 25 x3, 15 = 78, 75.

Принимаем z2= 79.

Тогда: U = = = 3, 16

Отклонение от заданного:

= 0, 317%,

что допускается ГОСТ 12289-76 (по стандарту отклонение не должно превышать 3%)

Внешний окружной модуль:

me= = = 2, 848 мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение me. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Примем: me= 2, 85 мм.

Углы делительных конусов:

ctg(d1) = U = 3, 16; d1 = 17, 613o

d2 = 90o- d1= 90o- 17, 613o= 72, 387o.

Внешнее конусное расстояние Re и ширина венца b:

Re= 0.5 xmex = 0.5 x2, 85 x = 118, 077 мм;

b = ybRexRe= 0, 285 x118, 077 = 33, 652 мм.

Принимаем: b = 34 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни:

de1= mexz1= 2, 85 x25 = 71, 25 мм.

Средний делительный диаметр шестерни:

d1= 2 x(Re- 0, 5 xb) xsin(d1) = 2 x(118, 077 - 0, 5 x34) xsin(17, 613o) = 61, 169 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

dae1= de1+ 2 xmexcos(d1) = 71, 25 + 2 x2, 85 xcos(17, 613o) = 76, 683 мм;

dae2= de2+ 2 xmexcos(d2) = 225 + 2 x2, 85 xcos(72, 387o) = 226, 725 мм;

Средний окружной модуль:

m = = = 2, 447 мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

ybd= = = 0, 556.

Средняя окружная скорость колес:

V = = = 1, 445 м/c.

Для конической передачи назначаем 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки равен:

KH= KHbxKHaxKHv.

Коэффициент KHb=1, 463 выбираем по таблице 3.5[1], коэффициент KHa=1, 023 выбираем по таблице 3.4[1], коэффициент Khv=1, 12 выбираем по таблице 3.6[1], тогда:

KH= 1, 463 x1, 023 x1, 12 = 1, 676

2.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

Проверку контактных напряжений проводим по формуле 3.27[1]:

sH= =

= =

= 1239, 205 МПа. £ [sH] = 1254, 545 МПа.

Силы действующие в зацеплении вычислим по формулам:

окружная:

Ft= = = 8498, 921 Н;

радиальная:

Fr1= Fa2= Ftxtg(a) xCos(d1) = 8498, 921 xtg(20o) xcos(17, 613o) = 2948, 344 Н;

осевая:

Fa1= Fr2= Ftxtg(a) xsin(d1) = 8498, 921 xtg(20o) xsin(17, 613o) = 936, 006 Н.