СОДЕРЖАНИЕ

1. Кинематический и силовой расчет привода……………………………........ 5

2. Расчет зубчатой передачи …………………………………………………......7

2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки……………...7

2.2 Определение допускаемых напряжений …………………………………8

2.3 Предварительный выбор угла наклона зубьев………………………….10

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес………………………....10

2.5 Проектировочный расчет на контактную выносливость……………....10

2.6. Проверочный расчет зубчатой передачи………………………………..14

3. Эскизная компоновка редуктора……………………………………………..16

4. Расчет валов…………………………………………………………………...18

5. Выбор шпонки………………………………………………………………...24

6. Выбор подшипников качения……………………………………………......25

7. Выбор смазочных материалов и систем смазки……………………………27

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМЫХ ИСТОЧНИКОВ…….………………………....28

1.Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение требуемой мощности электродвигателя

, (1)

где ŋ_пр – КПД привода.

ŋ_пр= ŋ_зп·ŋ_пк·ŋ_пк·ŋ_м , (2)

где ŋ_зп = 0.98 – КПД зубчатой передачи,

ŋ_пк = 0.995 – КПД подшипников качения,

ŋ_м = 0.98 – КПД муфты.

ŋ_пр= 0.98·0.995²·0.98=0.95,

Наиболее предпочтительным для приводов общего назначения являются двигатели с числом оборотов 1000 об/мин и 1500 об/мин.

Выбор двигателя производится по ГОСТ 19523-81. Выбираем двигатель 4А132S4У3, мощностью 7,5 кВт.

1.2 Определение передаточного числа привода:

, (3)

где n_э – число оборотов электродвигателя.

n_пр – число оборотов привода.

Число оборотов привода определим из формулы:

, (4)

где ω = 68 – угловая скорость.

= 649 об./мин.,

Определяем передаточное число привода при использовании двигателя 1500 об/мин:

И при использовании двигателя 1000 об/мин:

Поскольку для одноступенчатых косозубых редукторов должно бытьU_пр ≤ 5.2, то по этому критерию подходят оба варианта. Выбираем более быстроходный .

Принимаем U_пр=2.5.

1.3 Определение основных параметров валов

Таблица 1. Основные параметры валов

N вала	Мощность, кВт	Частота вращения, об./мин.	Крутящий момент, Н·м
1	P1=Pэ=7.5	1= 2 = 1440	T1= = 51.82
2	P2= P1·ŋпк·ŋм =7.31	2= 1= 1440	T2= = 50.51
3	P3=P2·ŋзп·ŋпк=7.13		T3= = 123.17

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Для обеспечения длительной работы зубчатых передач, разность средних твердостей колеса и шестерни должна составлять 20…50 НВ.

Колесо:

Материал – сталь 45;

Вид термообработки – нормализация;

Твердость – 200 НВ;

Предел прочности(δ_В) – 570 МПа;

Предел текучести(δ_Т) – 290 МПа.

Шестерня:

Материал – сталь 45;

Вид термообработки – улучшение;

Твердость – 220 НВ;

Предел прочности(δ_В) – 730 МПа;

Предел текучести(δ_Т) – 390 МПа.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения для шестерни и колеса определятся как:

, (5)

где = 2HB + 70 – предел контактной поверхности зубьев,

S_H = 1.1 – коэффициент безопасности,

KHL – коэффициент долговечности.

, (6)

где N_HO = 10·10⁶ – базовое число циклов перемены напряжения,

N_HE = N_Σ – эквивалентное число циклов перемены напряжения.

N_Σ = 24·Ксут·365·Кгод·L. (7)

где L= 10 – срок службы.

Допускаемые напряжения для шестерни:

Для колеса:

В качестве допускаемого контактного напряжения, примем условное допускаемое напряжение:

(8)

Допускаемое напряжение зубьев определится как:

(9)

где = 1.8 НВ – предел выносливости зубьев при изгибе,

= 1.75 – коэффициент безопасности,

KFL – коэффициент долговечности.

где = 6(для косозубых колес) – показатель степени,

= 4·10⁶,

= N_Σ.

Допускаемое напряжение зубьев шестерни:

Для колеса: