Содержание

Введение 4

1. Расчет цилиндрического редуктора 5

   2. Расчет электродвигателя и кинематический расчет 5

2. Расчет зубчатых колес редуктора 6

3. Предварительный расчет валов редуктора 8

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса 9

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 10

6. Первый этап компоновки редуктора 10

7. Проверка долговечности подшипников ведущего вала 11

8. Проверка прочности шпоночных соединений 13

9. Уточненный расчет ведущего вала 13

10. Выбор сорта масла 15

2 Энергоресурсосбережение 16

Заключение 18

Список использованных источников 19

Приложение А (обязательная) Спецификация к сборочному

чертежу 20

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агре­гата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цеп­ные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соот­ветственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или свар­ного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных слу­чаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назна­чения. Второй случай характерен для специализированных заво­дов, на которых организовано серийное производство редукто­ров.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

- типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

- числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.);

- типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.);

- относительному располо­жению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вер­тикальные);

- особенностям кинематической схемы (разверну­тая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д).

1 Расчет цилиндрического редуктора

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

Общий КПД привода η, вычисляют по формуле

(1)

где – коэффициент, пары цилиндрических колёс;

= 0,98; [1, с.242,таблица 1.1];

– коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

= 0,99; [1,с.242,таблица 1.1];

Требуемую мощность электродвигателя Pтр, кВт, вычисляют по формуле

­ (2)

Угловую скорость на выходном валу ω₃, рад/с, вычисляют по формуле

(3)

По требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А100L8 с параметрами Р_дв= 2,2кВт и скольжением S=7%;[1,П1]

Номинальную частоту вращения n_дв, об/мин, вычисляют по формуле

(4)

Угловую скорость ω_дв, рад/с, вычисляют по формуле (5)

Частота вращения на ведомом валу n₁,об/мин, вычисляют по формуле; (6) рад/c

Угловую скорость на ведущем валу W ,рад/с , вычисляют по формуле ; (7)

рад/c

Общее передаточное отношение привода i, вычисляют по формуле;

(8)

Вращающие моменты на валу шестерни и колеса Т₁, Т₂, Н·м, вычисляют по формуле

(9) (10)

1.2 Расчет зубчатых колс редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни- сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемое контактное напряжение [σH], МПа, вычисляют по формуле

, (9)

где K_HL – коэффициент долговечности;

K_HL = 1; [1, с.33];

[S_H] – коэффициент безопасности;

[S_H] = 1,1; [1,с.33].

Расчетные допускаемые контактные напряжения шестерни, колеса [σH₁], [σH₂], МПа, вычисляют по формуле

,

Межосевое расстояние активных поверхностей зубьев a_w, мм, вычисляют по формуле

, (10)

где K_a – коэффициент для косозубых колес;

K_a=43;[1, с.32]

ψ_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию;

ψ_ba = 0.4;[1, с.36].

Принимают межосевое расстояние а_w=140 мм; [1,c.36].

Нормальный модуль зацепления m_n, мм, вычисляют по формуле

(11)

Принимаем нормальный модуль зацепления ;[1,c.36].

Число зубьев шестерни и колеса z₁, z_2, вычисляют по формулам

, (12)

(13)

(14)

Основные размеры шестерни и колеса вычисляют по формуле

- диаметры делительные d₁, d₂, мм

, (15) (16)

выполняют проверку

(17)

- диаметры вершин зубьев d_a1, d_a2,

, (18) (19)

- ширину b₂, b₁, вычисляют по формуле

, (20)

Коэффициент ширины шестерни ψ_bd, вычисляют по формуле

(21)

Окружную скорость колес υ, м/с, вычисляют по формуле

(22)

Принимают 8-ю степень точности; [1,c.32].

Коэффициент нагрузки K_H, вычисляют по формуле

(23)

где K_Hß – коэффициент, зависящий от твердости зубьев; K_Hß=1,1; [1,c.39, таблица 3.5];

K_Hα – коэффициент для косозубых передач; K_Hα=1,13;[1,c.39, таблица 3.4];

K_Hυ – коэффициент, зависящий от скорости колес; K_Hυ=1.05 [1,c.40, таблица 3.6].

Проверка контактных напряжений (24)

Условие выполнено.

Cилы, действующие в зацеплении F_t, F_r, F_a, Н, вычисляют по формулам

, (25) (26)

(27)