Оглавление

1. Техническое задание 2

2. Кинематические расчеты. 3

3. Расчет быстроходной ступени 5

4. Расчет тихоходной ступени 9

5. Расчет конической передачи 13

6.Предварительный расчёт валов редуктора 16

7.Конструктивные размеры корпуса редуктора 17

8.Расчет подшипников 17

9.Выбор посадок для внутреннего кольца 18

подшипника. 18

10.Выбор муфт 19

11.Проверочный расчёт вала на прочность 19

12.Смазывание зубчатой передачи. 22

Список литературы 23

1. Техническое задание

2. Кинематические расчеты.

1) Общий коэффициент полезного действия:

Где:

-к.п.д. привода;

-к.п.д. муфты;

-к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи

-к.п.д. конической зубчатой передачи

2) Подбор электродвигателя:

Выбираем двигатель АИР 132S8/720

Его параметры:

P=

n₁=720 мин^-1

3) Определение нагрузочных характеристик привода:

Мощности на валах:

Частоты вращений на валах:

Крутящие моменты на валах: T_i=9555×P_i ∕n_i

№
Эл.	720	4	53,06
1	720	3,92	52
2	144	3,8024	252
3	36	3,6883	978,42
4	14,4	3,5408	2348,24

3. Расчет быстроходной ступени

Выбор допускаемых напряжений.

Колесо Сталь 40Х Термообработка – улучшение НВ=269…302 бт=640 МПа n2=144 мин-1 nз=1

Шестерня Сталь 40Х Термообработка – закалка ТВЧ HRC 45…50 N1=720 мин-1 nз=1

Срок службы передачи t_∑=20000 часов.

Числа циклов перемены напряжений N_б соответствующие длительному пределу выносливости

NНG2 = 20•106 NF = 4•106

NНG1 = 80•106 NF = 4•106

Коэффициенты приведения

КНЕ=0,18 КFЕ=0,06

КНЕ=0,18 КFЕ=0,04

Суммарное число циклов перемены напряжений

N∑2 = 60•t∑•n2•nз2=60•20000•144•1= =172,8•106

N∑1 = U•N∑2 •nз1/ nз2=172,8•106•5•1= =864•106

Эквивалентные числа циклов

NНЕ2= КНЕ2 ×N∑2 = =0,18 •172,8•106=31,1•106> NНG2 NFЕ2= КFЕ2 ×N∑2 = =0,06•172,8•106=10.368•106> NFG2

NНЕ1= КНЕ1 ×N∑1 = =0,18 •864•106=155,52•106> NНG1 NFЕ1= КFЕ1 ×N∑1 = =0,04 •864•106=34,56•106> NFG1

Предельные допускаемые напряжения

[σ]Нмах2=2,8•σТ2=2,8•640=1792МПа [σ]Fмах2=2,74•НВср=2,74•285,5=782 МПа

[σ]Нмах1=40HRCср=40•47.5=1900 МПа [σ]Fмах1=1430 МПа

Допускаемые напряжения для расчёта на контактную выносливость

; ;

За расчетное допускаемое напряжение принимается меньшее, полученное по зависимостям:

Принимаем меньшее:

Коэффициенты нагрузки

Для расчёта на контактную выносливость

- коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца.

Для расчета на изгибную выносливость

- динамические коэффициенты.

х=0,5 – коэффициент режима.

K⁰_β – выбираем по таблицам в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев

При

Схема передачи 4, соотношение твердостей

Динамический коэффициент зависит от окружной скорости степени точности изготовления колёс

При данной скорости назначаем 8 степень точности изготовления колес

Расчет параметров передачи.

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 – коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ (см. ГОСТ 21354-75 «Расчет на прочность»)

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

U_Б – заданное передаточное число

К_Н – коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα – коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

[σ]_Н- допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,315 – коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α^’ округляем до ближайшего значения a=140 мм по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина колеса: b ₂= Ψ_a*а=0,315*140=44,1 мм

Ширина шестерни: b₁=b₂+4=48,1 мм

Модуль передачи.

, получим

Полученное значение модуля m^’_n=0.634 округляем до ближайшего большего значения m=2 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β_min=arcsin(4m_n/b₂)=arcsin(4*2/44,1)=10,4517^o

Z^’_Σ=Z₂+Z₁=2*a*cos β_min/m_n=2*140*cos10,4517^o/2=137,67

Z_Σ=137 т.к. полученное значение Z^’_Σ=137,67 округляем в меньшую сторону до целого числа Z_Σ=137 и определяем действительное значение угла β

Cosβ= Z_Σ*m_n/2a=137*2/(2*140)=0.97857

β=11,8826 ^o >10,4517^o =β_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Z^’₁=Z _Σ/U_Б+1=137/5+1=29

Z₂= Z _Σ- Z ₁=137-29=108

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ – номинальный крутящий момент на валу колеса

K_F=1.49 – коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fα=0,91 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Y_F2=3.6 – коэффициент формы зуба, значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v

Z_v2=Z₂/cos³_β=108/cos³11,8826 ^o =115,25

Y _β – коэффициент учитывающий наклон зуба

Y _β = 1-(β/140)=1-0,08488=0,91512

b₂ – рабочая ширина колеса

m_n – модуль

а – межосевое расстояние

U_Б– заданное передаточное число

[σ]_F2=250,43 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

Б) зуб шестерни:

σ_F1= σ_F2*Y_F1/ Y_F2<[σ]_F1=, где

Y_F1=4,07 и Y_F2=3,6 – коэффициенты, учитывающие форму зуба

[σ]_F1= МПа – допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F1=62,5*4,07/3,6=70,66МПа < [σ]_F1

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n*Z₁/cos _β =2*29/0.97857=60мм

d₂=m_n*Z₂/cos _β =2*108/0.97857=220мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

60+220=2*140=280 верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев d_f и d_a:

d_а1= d₁+2 m_n=60+2*2=64 мм

d_а2= d₂+2 m_n=220+2*2=224мм

d_f2= d₁-2,5 m_n=60-5=55 мм

d_f2= d₂-2,5 m_n=220-5=215мм

5.5 Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

F_t=2T₂*10³/d₂=2*144*1000/220=1309,09H

Радиальная сила:

F_R= F_t*tgα_n/cos_β=1309,09*tg20^o/cos11,8826 ^o=486,9

Осевая сила:

Fa= F_ttg_β=1309,09* tg11,8826^o=275,45Н