3. Кинематический расчет двухступенчатого цилиндрического соосного редуктора.

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном валу: Т₄ = 1000 Н·м;

Передаточное число редуктора: U = 50

Частота вращения входного вала: n₁ = 1500 об/мин

1.1 Определим общий КПД привода:

_{привода} = ³_зуб  ³_подш  _муфты,

где: _зуб – КПД зубчатой передачи;

_подш – КПД подшипников;

_муфты – КПД муфты.

_муфты = 0,98; _зуб = 0,98; _подш = 0,99;

_{привода} = 0,98 ²  0,99 ³  0,98 = 0,931

1.2 Определим мощность двигателя:

Исходя из мощности ориентировочных значений частот вращения, используя табл. П1 [1, с. 390] выбираем электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 100L4/1430. Мощность Р_ДВ = 4 кВт; синхронная частота равна 1500 об/мин.

С учетом проскальзывания

1.3 Определим общие передаточные числа привода и разобьем его между ступенями:

Используя табл. 1.3 [2, с. 7] имеем:

u_быстр = u_ред/u_тих; u_тих = 0,95 u_ред;

Следовательно:

u_тих = 0,95= 6,71;Принимаем U_тих=7

u_быстр = 25 / 7 = 7,1; Принимаем U_быстр=7

1.4 Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

Рис.3.1. Кинематическая схема редуктора.

4 вал частота вращения:

окружная скорость:

вращающий момент: Т₄ = 1000 Нм;

3 вал частота вращении

окружная скорость:

вращающий момент:

2 вал частота вращения:

окружная скорость: вращающий момент:

1 вал частота вращения с учетом проскальзывания:

окружная скорость: мощность:

вращающий момент:

Все полученные данные сводим в таблицу 1.

Таблица 1.

Номер вала	Частота вращения, об/мин	Окружная скорость, рад/с	Момент, Н·м
1	1430	149.7	22.5
2	1430	149.7	22.1
3	200,2	23,96	138,6
4	28,6	2,99	1000

4 Расчет передач

4.1 Расчет косозубой цилиндрической зубчатой передачи.

Материал шестерни: сталь 40ХН, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 50HRC;

Материал колеса: сталь 40Х, термообработка - объемная закалка до твердости на поверхности зубьев 45HRC.

Так как редуктор будет иметь продолжительное время эксплуатации, то коэффициент долговечности К_HL=1, а коэффициент безопасности

Допускаемые контактные напряжения:

;

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле

: Допускаемое контактное напряжение для колеса

Допускаемое контактное напряжение для шестерни

Тогда допускаемое контактное напряжение: .

Требуемое условие выполнено.

Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимметрического расположения колес, значение K_Hβ=1,35

Межосевое расстояние передачи

,

где - коэффициент вида колес;

- момент на колесе;

- коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем стандартное ближайшее значение

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60*

Предварительно примем угол наклона зубьев β = 10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z₁ = 16; тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин:

шестерни

колеса

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

По ГОСТ 1643-81 [1, с. 32] для косозубых колес при скорости V до 10 м/с следует назначить 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

Значения K_Hβ даны в табл.3.5 [1, с. 39] при Ψ_bd=1,1, твердости НВ >350 и несимметричном расположении колес относительно опор K_Hβ = 1,325.

По табл. 3.4. [1, с. 39] при v=3,742 м/с и 8-ой степени точности K_Hα = 1,06.

По табл. 3.6 [1, с. 40] для косозубых колес при V ≤ 5 м/с имеем K_HV = 1,0. Таким образом:

Проверка контактных напряжений по формуле:

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Коэффициент нагрузки:

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца см [1, с. 43, табл. 3. 7];

- коэффициент динамичности нагрузки см [1, с. 43, табл. 3. 8];

Эквивалентные числа зубьев

у шестерни:

у колеса: .

Тогда

;

.

По табл. 3.9 [1, с. 44-45] для стали 40ХН с объемной закалкой для колеса ;

Коэффициент безопасности ,

Где (по табл. 3.9),(для поковок и штампов).

Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

колеса:

Находим отношения :

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Коэффициент наклона зубьев

При учебном проектировании можно принимать среднее значение ε_α = 1,5 и степень точности 8-ю; тогда K_Fα = 0.92.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [1, с.46]:

Условие прочности выполнено.