СОДЕРЖАНИЕ
| 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. | |
| 2. Расчет зубчатых колес редуктора | |
| 3. Предварительный расчет валов | |
| 4. Конструктивные размеры шестерни и колеса | |
| 5. Конструктивные размеры корпуса редуктора | |
| 6. Расчет цепной передачи | |
| 7. Первый этап компоновки редуктора | |
| 8. Проверка долговечности подшипника | |
| 9. Второй этап компоновки редуктора | |
| 10. Проверка шпоночного соединения | |
| 11. Уточненный расчёт валов | |
| 12. Выбор сорта масла | |
| 13. Сборка редуктора | |
| 14. Список используемой литературы | |
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Технические данные
P2=4,5 кВт
n2=100 об/мин
1.1 Определение общей КПД установки
, где
=0,98 - КПД цепной передачи
=0,99 - Две пары подшипников качения
=0,92 - КПД зубчатой передачи
=0,99 - КПД муфты
 |
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.
1.3 Определяем требуемую частоту вращения.
где Uц.п. =3;Uред =4
nдв =nз×Uобщ=100×12=1200
1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.
 |
1.5 Определяем общее передаточное число установки.
1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4
1.6 Пересчитываем Uц.п.
|
|
1.7 Определяем вращающий момент на валах
1.71 Вращающий момент на валу шестерни
1.72 Вращающий момент на валу колеса
2. Расчет зубчатых колёс редуктора
2.1 Выбор материалов для передач
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
 |
где sн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее
НВ 350 и термообработкой (улучшение)
 |
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1; [ n ]H=1,1
 |
2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу
Для колеса
Тогда расчетное допускаемое напряжение
Коэффициент нагрузки 
, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию 
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).
|
|
Здесь принято 
. Ближайшее стандартное значение 
. Нормальный модуль зацепления
; принимаем 
(стр.36 [1])
2.3 Угол наклона зубьев 
. Определим число зубьев шестерни и колеса:
; принимаем z1=28
тогда 
принимаем z2=112
2.4 Основные размеры шестерни и колеса:
2.41 Диаметры делительные:
; 
.
Проверка: 
.
2.42 Диаметры вершин зубьев:
; 
;
ширина колеса 
;
ширина шестерни 
.
2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с,
где - ω1= 
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])
2.5 Коэффициент нагрузки
Значения даны в табл.3.5[1]: при 
, твердости 
и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 
.
По табл. 3.4[1] при 
и 8-й степени точности 
. По табл.
3.6[1] для прямозубых колес при 
имеем 
. Таким образом,
.
2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:
2.7Силы, действующие в зацеплении:
2.71 Окружная 
;
2.72 Радиальная 
;
2.73 Осевая 
2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:
Здесь коэффициент нагрузки 
.
По табл. 3.7[1] при 
, твердости 
и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор 
. По табл. 3.8[1] 
. Таким образом, коэффициент 
.
2.81 
–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев 
: 
у шестерни 
;
у колеса 
.
При этом 
и 
(стр.42 [1]).
Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:
.
По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости 
.
Для шестерни 
;
для колеса 
.
–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где 
; 
. Следовательно, 
.
|
|
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
,
для колеса 
.
Находим отношения 
;
для шестерни 
;
для колеса 
.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Ub и КFa
β=1, т.к. β=0
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:
Условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении 
(учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69): 
.
Примем под подшипниками 
. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем 
.
Диаметр выходного конца вала
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: 
. Диаметр вала под подшипниками принимаем 
, под зубчатым колесом 
.
Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.