Расчет привода и редуктора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
В±лизко к d2Б
где dвых - диаметр выходного вала.
dвых ===0,072 (м) = 72 (мм)
Вариант 3:
? = аw2 - d2Б- = 160-231,29/2-72/2 = 8,4 > 8тАж15
d2Т = 261,38 мм > d2Б= 231,29 мм
Основные условия выполняются.
Таблица 2
ВариантыIIIIIIIVVVIM, кг37,4734,9635,7234,2539,1244,11V, л17,9217,0415,0316,5520,425,81
2.2 Оценка условий смазки и выбор способа смазки редуктора
Двухступенчатые редукторы обычно смазываются картерным способом, при этом в корпус редуктора заливается масло, которое при эксплуатации редуктора периодически заменяется.
При выборе масла ориентируются на окружную скорость в зацеплениях колес. Чем выше скорость в зацеплениях, тем менее вязкое масло выбирают для его заливки в редуктор, а его марку подбирают по таблицам. Выбранный вариант отвечает условию смазки зубчатых колес передач редуктора.
Оптимальным считается случай, когда колесо быстроходной передачи редуктора при окружной скорости Vокр= 0,3тАж12,5 м/с погружено в масляную ванну на глубину (2тАж2,5) тАвm = (2тАж2,5) 2,5 = (5тАж6,25) мм. При этом колесо тихоходной передачи погружается в масло не более, чем на 0,3da2 Т= 0,3261,38 ? 78,5 мм. Уровень масла, показанный на рис. 2. удовлетворяет этим требованиям.
2.3 Геометрический расчет передач редуктора
Все колеса нарезаются реечным инструментом или долбяком с исходным контуром по ГОСТ 13775-81 с параметрами: угол профиля ? = 200; коэффициентом головки (ножки) зуба h=h=1; коэффициент радиального зазора с*=0,25.
2.3.1 Косозубая передача I cтупени
Делительные диаметры:
d1= 43,71 (мм), d2= 226,29 (мм)
Диаметры вершин:
dа1= d1+2m=43,71+22,5 = 48,71 (мм)
dа2= d2+2m=226,29+22,5=231,29 (мм)
Диаметры впадин:
df1= d1-2,5m =43,71-2,52,5=37,46 (мм)
df2= d2-2,5m =226,29 - 2,52,5=220,04 (мм)
Начальные диаметры:
dw1 = d1 = 43,71 (мм)
dw2 = d2 = 226,29 (мм)
Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:
??===1,64
Коэффициент осевого перекрытия:
??=bwsin?/(?m) =40,8 sin13,5360/3,142,5?1,1
Суммарный коэффициент перекрытия:
?= ??+ ??=1,64+1,1= 2,74
2.3.2 Косозубая передача II ступени
Делительные диаметры:
d1= 64,62 (мм),
d2= 255,38 (мм)
Диаметры вершин:
dа1= d1+2m = 64,62+23 = 70,62 (мм),
dа2= d2+2m = 255,38+23 = 261,38 (мм)
Диаметры впадин:
df1= d1-2,5m = 64,62-2,53 = 57,12 (мм),
df2= d2-2,5m = 255,38-2,53 = 247,88 (мм).
Начальные диаметры:
dw1 = d1 = 64,62 мм
dw2 = d2 = 255,38 мм.
Коэффициент торцевого перекрытия для косозубой передачи:
??===1,655
Коэффициент осевого перекрытия:
??=bwsin?/(?m) =53,8 sin12,8390/3,143 ?1,144
Суммарный коэффициент перекрытия:
?= ??+ ??=1,655+1,144 = 2,8
3. Кинематический расчет редуктора
Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:
частота вращения быстроходного вала - из предварительного расчета и распечатки, принимаем
n1 = n1Б = 720 (мин-1)
частота вращения промежуточного вала
n1Т = n2Б = n1Б/uБ = 720/5,18 = 138,99 (мин-1)
частота вращения тихоходного вала
n2Т = n1Т = n1Б/uБuТ = 720/5,183,95 = 35,19 (мин-1)
Окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи
VБ = ?dw1 Б n1/104 = 3,1443,71720/104 = 9,88 (м/мин)
Окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи
VТ = ?dw1 Т n1 Т/104 = 3,1464,62138,99/104 = 2,82 (м/мин)
3.1 Статическое исследование редуктора
Целью статического исследования редуктора является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи.
Схема представлена на рис. 4
3.1.1 Моменты на валах и колесах редуктора
Момент на колесе тихоходной передачи,
Т2Т==? 1502 (Нм).
Момент на шестерне тихоходной передачи,
Т1Т==?388 (Нм).
Момент на колесе быстроходной передачи,
Т2Б= =? 392 (НтАвм).
Момент на хвостовике быстроходного вала,
Т1Б = = ? 77,22 (Нм)
В этих формулах используются значения КПД, принятые в п. 1. 1. 4.
3.1.2 Составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач
Окружная сила на шестерне быстроходной передачи,
Ft1(Б) =2Т1Б103/dw1(Б) =277,22103/43,71=3533,3 (Н).
Радиальная сила на шестерне быстроходной передачи,
Fr1(Б) = Ft1(Б) tg?/cos? =3533,3tg200/cos13,5360 = 1174,5 (Н).
Осевая сила на шестерне быстроходной передачи,
Fa1(Б) = Ft1(Б) tg?=3533,3tg13,5360=704,9 (Н).
Усилия, действующие на колесо быстроходной передачи,
Ft2(Б) = Ft1(Б) ?зац = 3533,30,98= 3463,6 (Н);
Fr2(Б) = Fr1(Б) ?зац = 1174,50,98 = 1151 (Н).
Fa2(Б) = Fa1(Б) ?зац = 704,90,98 = 690,8 (Н)
Окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:
Ft3(Т) = 2Т1Т103/dw1(Т) = 2388103/64,62 = 12008,7 (Н)
Fr3(Т) = Ft3(Т) tg?/cos? = 12008,7tg200/ cos12,8390 = 3981,25 (Н)
Fa3(Т) = Ft3(Т) tg? = 12008,7tg12,8390 = 2455,23 (Н)
Усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:
Ft4(Т) = Ft3(Т) ?зац = 12008,70,98= 11768,5 (Н)
Fr4(Т) = Fr3(Т) ?зац =3981,250,98=3901,6(Н)
Fa4(Т) = Fa3(Т) ?зац = 2455,230,98 = 2406,1 (Н)
Рисунок 5 - Схема приложения сил зубчатых передач
4. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора
4.1 Материалы, термическая обработка колес
Зубчатые колеса редукторов изго