Редуктор одноступенчатый конический
Конические редукторы
Важнейший характеристический размер, в основном определяющий нагрузочную способность, габариты и массу редуктора называют главным параметром редуктора. Так для конического редуктора, расчет которого и будет приведен в пояснительной записке, - номинальный внешний делительный диаметр .
Реальный диапазон передаточных отношений (чисел) редукторов от 1 до 1000. Значения передаточных чисел должны соответствовать ряду R20 предпочтительных чисел (ГОСТ 8032-84). Для конических редукторов значение передаточного числа составляет в среднем до 6,3.
Конические редукторы применяются для передачи вращающего момента между валами, оси которых пересекаются под некоторым углом, который может составлять: и, как правило, он равен 900. Недостатком конических передач является то, что они более сложны в изготовлении и монтаже.
Выбор передаточного числа редуктора и подбор асинхронного
двигателя
1. Определяем предварительное значение КПД привода по формуле:
,
где - общий КПД привода;
- КПД конической передачи. По табл. примем =0,95;
- КПД одной пары подшипников, который принимается равным: =0,99.
Таким образом
2. Определяем требуемую мощность на ведущем валу привода Р1 по формуле:
,
где Р1 - мощность на ведущем валу; Вт;
Р2 - мощность на ведомом валу, Вт. В соответствии с заданием Р2=38кВт;
- общий КПД привода, значение которого.
Тогда, кВт
Для полученного значения мощности выберем электродвигатель 4А250S2УЗ в соответствии с ГОСТ 19523-74 с мощностью кВт, частотой вращения об/мин. U= 3.15
3. Определяем передаточное число привода. Передаточное число вычислим формуле:
,
где n1- частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
n2 - частота вращения выходного вала, об/мин;
Зная, что n1=2960 об/мин и n2=760 об/мин (см. текст задания), получаем: . Из единого ряда стандартных значений передаточных чисел выберем u = 4 (ГОСТ 2185-81).
4. Определяем частоты вращения (угловые скорости) валов редуктора.
Угловые скорости входного и выходного валов (и ) вычислим по формуле:
,
где - вычисляемая угловая скорость, 1/с;
n - частоты вращения входного и выходного валов редуктора, об/мин.
5. Определяем моменты вращения на валах привода.
,
где Т1- определяемый вращающий момент, ;
Р1 - мощность на ведущем валу; Р1=40420 Вт;
- угловая скорость ведущего вала редуктора, =309.81 1/с.
Прочностной и геометрический расчёты передачи с определением
усилий в зацеплении
u = 4 Т2 = 491
Для изготовления шестерни и колеса принимаем согласно таблице (ГОСТ 1050 - 88 и ГОСТ 4543 - 71)
Для шестерни: сталь 40Х твёрдость рабочих поверхностей зубьев H1=270 HB, улучшение.
Для колеса: сталь 40Х твёрдость рабочих поверхностей зубьев H2=230 HB, улучшение, так как колесо должно быть мягче шестерни на 10%.
По таблице пределы выносливости на изгиб зубьев .
1. Для шестерниМПа
2. Для колеса МПа
где - коэффициент реверсивности =0.8 (Чернавский стр. 37),
-допускаемые напряжения изгиба,
- коэффициент безопасности.
МПа
МПа
Допускаемые контактные напряжения находим по формуле
,
принимаем =1.1 для зубчатых колёс при улучшении и для ресурса редуктора 7000 часов,
где - коэффициент долголетия, который принимаем равным 1,так как
где - базовое число циклов, равное 20000000 циклам,
- фактическое число циклов шестерни или колеса.
где -ресурс работы передачи.
МПа,
МПа,
Для прямозубой передачи
МПа,
(Иванов «ДМ» С. 169).
Определение основного геометрического параметра передачи (внешнего делительного диаметра колеса)
u = 4
допускаемое контактное напряжение = 517 МПа
=0.285.
- коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца зубчатого колеса,
,
следовательно, по ГОСТ - 12289 - 76 =350 мм
Вычисляем количество зубьев на колесах
Принимаем z1 = 25
Определяем внешний окружной модуль для колёс с прямыми зубьями.
Вычислим основные геометрические параметры
Углы делительных конусов колеса
шестерни
Внешнее конусное расстояние
Ширина зубчатого венца принимаем 59.
Среднее конусное расстояние
Внешний делительный диаметр шестерни:
принимаем 88
Внешние диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:
- шестерни принимаем 95
- колеса
Средние делительные диаметры шестерни и колеса.
,
где: средний делительный диаметр шестерни.
= ,
где - коэффициент ширины зубчатого венца
Определяем силы действующие в зацеплении зубчатых колес:
Окружная сила на среднем диаметре (пренебрегая потерями энергии в зацеплении по формуле)
,
где окружная сила на среднем диаметре.
Осевая сила на шестерне равная радиальной силе на колесе
осевая сила на шестерне.
Радиальная сила на шестерне равна осевой силе на колесе .
определяем среднюю окружную скорость колес
Произведем проверочный расчет передачи на контактную выносливость:
,
меньше
Недогрузка составляет: