Содержание

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ 2

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА 3

1.1. ПОДБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 3

1.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА 3

1.3. СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА 3

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ 5

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 7

4. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА 8

5. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА 9

6. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 10

7. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 11

8. ТРЕТИЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА 12

9. РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ 13

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 14

11. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА 20

12. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ 22

13. ВЫБОР СОРТА МАСЛА 24

14. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЁТ РЕДУКТОРА 25

15. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК ОСНОВНЫХ ДЕТАЛЕЙ РЕДУКТОРА 26

16. СБОРКА РЕДУКТОРА 27

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 28

Исходные данные

Рисунок 1 – Схема привода.

Передаточное отношение цепной передачи i_цп = 1,7;

Мощность привода на выходе N_вых = 1,3 кВт;

Число оборотов на выходе n_вых = 90 об/мин;

Передаточное отношение редуктора i_ред = 5.

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1. Подбор электродвигателя

Определяем общее передаточное отношение привода:

.

Известно, что , тогда требуемая частота вращения вала электродвигателя:

.

Определяем общий КПД привода:

где η_цп – КПД цепной передачи, η_ред – КПД зубчатой цилиндрической передачи, η_пк – КПД одной пары подшипников качения, n – число пар подшипников качения;

Известно, что , тогда требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Подбираем электродвигатель 4A90L6:

N_дв = 1,5 кВт, n_cдв = 1000 об/мин, s = 6,4 %.

Определяем асинхронную частоту вращения двигателя:

.

1.2. Кинематический расчёт привода

Уточняем общее передаточное отношение привода:

Уточняем передаточное отношение цепной передачи, принимая передаточное отношение редуктора i_ред = 5, тогда:

;

Определяем частоту вращения каждого вала привода:

Ведущий вал:

об/мин,

.

Ведомый вал:

об/мин,

.

1.3. Силовой расчёт привода

Для каждого вала привода определяем вращающие моменты:

Вал двигателя:

.

Ведущий вал:

Ведомый вал:

2. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками [1, с. 34]:

шестерня: материал – сталь 45, твердость HB₁ = 230, термообработка – улучшение;

колесо: материал – сталь 45, твердость HB₂ = 200, термообработка – улучшение.

Определяем допускаемые контактные напряжения [1, с. 33]:

где K_HL = 1 – коэффициент долговечности, [S_H] = 1,10 – коэффициент безопасности, σ_{H lim b}– предел контактной выносливости при базовом числе циклов [1, с. 34]:

Проверка:

Определяем межосевое расстояние [1, с. 32]:

K_a = 49,5 – коэффициент для прямозубых колес, i_ред = 5 — передаточное число редуктора; T₂ = 129,5 Н∙м – вращающий момент на ведомом валу редуктора, K_Hβ = 1,20 – коэффициент, учитывающий положение колес относительно опор, ψ_ba = b/a_w = 0,25 — коэффициент ширины зубчатого венца,

ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 140 мм;

Нормальный модуль зацепления выбираем по рекомендации:

мм,

тогда по ГОСТ 9563-60 m_t = 2 мм

Определяем суммарное число зубьев:

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм,

мм;

проверка: мм;

диаметры вершин зубьев:

мм,

мм;

ширина колеса и шестерни: b мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

Окружная скорость колес:

м/с,

при такой скорости для прямозубых колес следует принять 8-ю степень точности;

Коэффициент нагрузки:

,

где K_Hβ = 1,20 [1, с. 39], K_Hα = 1,00 [1, с. 39], K_Hv = 1,05 [1, табл. 3.6, с. 40],

.

Проверка контактных напряжений [1, ф. (3.6), с. 31]:

МПа,

.

При передаче вращающего момента T по линии зацепления действует сила, перпендикулярная к эвольвентному профилю зуба – сила давления зуба шестерни на зуб колеса F_n. При расчёте передачи силу нормального давления F_n целесообразно перенести в полюс зацепления П и разложить на составляющие:

окружная Н,

радиальная Н,

где α = 20° — угол зацепления для цилиндрических передач, выполненных без смещения.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [1, ф. (3.25), с. 46]:

где K_F = K_Fβ K_Fv – коэффициент нагрузки; K_Fβ = 1,1 [1, с. 43], K_Fv = 1,25 [1, с. 43], тогда K_F = 1,1∙1,25 = 1,38; Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от числа зубьев z:

для шестерни Y_F =3,84

для колеса =112) Y_F =3,60.

Тогда Y_F1 = 3,69, Y_F2 = 3,60 [1, с. 42].

Определяем допускаемые напряжения [1, ф. (3.24), с. 43]:

где σ⁰_Flimb = 1,8HB [1, табл. 3.9, с. 44], для шестерни σ⁰_Flimb = 1,8∙230 = 414 МПа, для колеса σ⁰_Flimb = 1,8∙200 = 360 МПа; [S_F] = [S_F]´[S_F]´´ – коэффициент безопасности, [S_F]´ = 1,75 [1, с. 44], [S_F]´´ = 1 (для поковок и штамповок), тогда [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения :

для шестерни ,

для колеса .

Дальнейший расчет ведем для колеса, так как для него найденное отношение меньше.

Проверяем прочность зуба колеса [1, ф. (3.25), с. 46]:

.

Условие прочности выполнено.