Содержание

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ

РАСЧЕТ ПРИВОДА 2

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ 5

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ 10

4. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ И ИХ КРЫШЕК 12

5.ВЫБОР МУФТЫ 13

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 14

7.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ 17

8. ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ

СОЕДИНЕНИЙ 18

9. СПРАВОЧНЫЕ РАЗМЕРЫ РЕДУКТОРА…………………………………19

10. НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК ОСНОВНЫХ

ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА 19

11. ВЫБОР СМАЗКИ РЕДУКТОРА …………………………………………..20

12. СБОРКА РЕДУКТОРА 21

ЛИТЕРАТУРА 22

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Мощность и частота на выходе.

1.2 Определение общего КПД привода.

_общ =  _зп  _см  _пк³

где:

_зп – КПД передачи с цилиндрическими шевронными колесами;

_см – КПД муфты соединительной;

_пк – КПД подшипников качения.

_см = 0,98; _оп = 0,96; _зп = 0,98; _пк = 0,99;

_общ = 0,98 0,98 0,98  0,99³ = 0,895.

1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя.

1.4 Передаточное число

передача с цилиндрическими колесами – 3,55;

.

1.5 Определение значения передаточного числа привода.

U^’_зп = 3.55;

1.6 Определение требуемой частоты вращения электродвигателя.

n_тр = n_вых * U^’ =1420 (об/мин).

Выбираем двигатель 4А132S6Y3, где P_дв = 7,5 кВт и n_дв = 1460 (об/мин).

1.7 Определение действительного фактического передаточного числа

.

1.8 Определение фактических частот вращения валов двигателя.

n_дв = 1460 (об/мин).

.

n_п = 400 (об/мин).

1.9 Определение мощностей на валах привода.

1.10 Определение крутящих моментов на валах привода.

Полученные данные сводим в таблицу:

Параметр	Вал привода
	двигателя	быстроходный	тихоходный	приводной
Расчетная мощность P, кВт	6,7	6,5	6,3	6
Частота вращения n, об/мин	1460	1460	400	400
Крутящий момент T, H*мм	43.8*103	42.5*103	150*103	143*103

2. Расчет закрытой шевронной цилиндрической передачи

2.1 Выбираем в качестве материала колеса – сталь 45, с термообработкой в виде улучшения и с твердостью H₂ = 235…262 НВ, имеющую следующие механические характеристики: предел прочности = 780 H/мм² и предел текучести = 540 H/мм² .

2.2 Выбираем в качестве материала шестерни – сталь 45, с термообработкой в виде улучшения и с твердостью H₁ = 269…302 НВ, имеющую следующие механические характеристики: предел прочности = 890 H/мм² и предел текучести = 650 H/мм² .

2.3 Определение средних значений твердостей шестерни H_1ср и колеса H_2ср.

H_1ср = 0.5(H_1min + H_1max) = 0.5(269 + 302) = 285.5 НВ.

H_2ср = 0.5(H_2min + H_2max) = 0.5(235 + 262) = 248.5 НВ.

2.4 Определение чисел циклов перемены контактных напряжений для шестерни N_HO1 и колеса N_HO2.

2.5 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для шестерни.

.

2.6 Определение действительного числа циклов перемены напряжений для колеса.

.

2.7 Определение коэффициентов долговечности для шестерни К_HL1 и колеса К_HL2 .

.

.

Так как значения коэффициентов получились меньше 1, то принимаем К_HL1 = К_HL2 = 1.

2.8 Определение длительного предела контактной выносливости для активных поверхностей зубьев шестерни и колеса .

.

.

2.9 Принимаем коэффициенты безопасности для шестерни [S_H]₁ = 1.1 и колеса [S_H]₂ = 1,1.

2.10 Определение допускаемых контактных напряжений для зубьев шестерни и колеса.

2.11 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения.

Принимаем в качестве расчетного допускаемого контактного напряжения = 549.1 H/мм².

2.12 Термообработка колеса – улучшения и шестерни – улучшения, поэтому показатели степени в уравнении кривой усталости m=6.

2.13 Принимаем приведенный модуль упругости для стальных колес H/мм² и коэффициент ширины колеса относительно межосе­вого расстояния передачи . Предварительное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса – .

2.14 Определение предварительного значения межосевого расстояния передачи из условия контактной усталости зубьев, мм.

2.15 Определение предварительного значения ширины зубчатого колеса.

b^'₂ = мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение ширины зубчатого колеса b₂ = 62 мм.

2.16 Определение диапазона рекомендуемых значений нормального модуля передачи.

мм.

2.17 Принимаем стандартное значение нормального модуля m_n = 2.5 мм, входящее в диапазон рекомендуемых значений m¹_n .

2.18 Принимаем значение коэффициента осевого перекрытия .

2.19 Определение минимального значения угла наклона зубьев передачи.

.

Здесь - ширина полушеврона.

2.20 Определение предварительного значения числа зубьев шестерни.

принимаем число зубьев шестерни Z₁ = 27> Z_min = 18.

2.21 Определение предварительного значения числа зубьев колеса.

принимаем число зубьев колеса Z₂ = 97.

2.22Определение действительного передаточного числа зубчатой передачи.

2.23 Определение отклонения действительного передаточного числа передачи U от заданного U .

Полученное отклонение передаточного числа передачи U не превышает допускаемого.

2.24 Определение действительного значения межосевого расстояния.

мм.

Из ряда нормальных линейных размеров принимаем ближайшее большее значение межосевого расстояния передачи a_w = 160 мм.

2.25 Определение действительного значения угла наклона зубьев колес передачи.

Полученный результат наклона зубьев = входит в рекомендуемые пределы.

2.26 Определение делительных диаметров шестерни d₁ и колеса d_{2 .}

мм,

мм.

2.27 Проверяем выполнения условия.

2.28 Определение диаметров окружностей вершин зубьев шестерни d_а1 и колеса d_а2.

2.29 Определение диаметров окружностей впадин зубьев шестерни d_f1 и колеса d_f2.

2.30 Определение диапазона рекомендуемых значений ширины шестерни.

Принимаем значение ширины шестерни b₁=71 мм.

2.31 Определение окружной скорости зубчатых колес.

2.32 Назначаем степень точности передачи ST=9.

2.33 Определение коэффициента ширины шестерни относительно ее диаметра.

2.34 Принимаем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса K_HB = 1.05.

2.35 Принимаем значение коэффициента динамической нагрузки передачи К_HV = 1.02.

2.36 Определение коэффициента нагрузки передачи.

K_H = K_HB*К_HV = 1,05 * 1,02 = 1,071.

2.37 Принимаем коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями К_H = 1.13.

2.38 Определение коэффициента торцевого перекрытия.

2.39 Определение значения коэффициента повышения прочности косозубой передачи по контактным напряжениям, по сравнению с прямозубой передачей.

.

2.40 Принимаем угол зацепления (профиля) .

2.41 Определение действительного контактного напряжения в зацеплении зубчатых колес H/мм² .

2.42 Определение отклонения действительного контактного напряжения в зацеплении зубчатых колес от расчетного допускаемого .

Недогрузка передачи по контактным напряжениям составляет , что входит в допустимые пределы.

2.43 Определение окружной силы в зацеплении зубчатых колес.

2.44 Определение радиальной силы в зацеплении зубчатых колес.

2.45 Осевые силы в шевронной передаче уравновешиваются.