2. Задание на проектирование.

2.1. Спроектировать привод одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора по следующим данным:

мощность ведомого вала P₂ = 8 кВт

скорость вращения ведущего вала n₁ = 720 об/мин

передаточное число редуктора u = 3,55

2.2. Режим работы спокойный, нагрузка не реверсивная, температура окружающей среды +10 ÷ +30 °С, срок службы не ограничен.

3. Кинематическая схема привода.

М

3 4 5

2 6

7

1

1. Электродвигатель.

2. Муфта.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Подшипники.

6. Быстроходный вал.

7. Тихоходный вал.

4. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

4.1 Определяем частоту вращения ведомого вала: = = 720/3.55 = 202 об/мин

4.2 Определение КПД редуктора:

= = 0,980,99² = 0,966

4.3 Значение находим по таблице [(1); табл11]

= 0,97; = 0,99

4.4 Определяем требуемую мощность на ведущем валу:

= =8/0,96 = 8,3кВт

4.5 Определяем крутящие моменты на валах:

Т₁ = 9,55 = 9,558,3×10³/1440 = 110,09010³ Нмм

Т₂= T₁u = 110,0903,55 = 390,81 Нмм

4.6 Выбираем электродвигатель [(1); прил. П1]

АОП2 – 62 – 8

Р = 10 кВт

n = 720 об/мин

d = 42 мм

5. Расчет зубчатых колес редуктора

5.1 Выбираем материал [(1); табл. 3.3]

шестерня - Сталь 45, ТО - улучшение, твердость НВ 210; колесо - Сталь 45 , ТО - улучшение, твердость НВ 20

5.2 Допускаемые контактные напряжения: = [(1); ф-ла 3.9], где - предел контактной выносливости [(1); табл. 3.2] = 2HB + 70 - коэффициент долговечности; = 1 - коэффициент безопасности; = 1,2 для шестерни: = (2НВ +70) К/[S] = (2230 + 70) 1 /1,1 = 482 МПа

для колеса: = (2НВ +70) К/[S] = (2 200+ 70) 1/1,1 = 428МПа

Расчетное допускаемое контактное напряжение:

= = 0,45(482+ 428) = 410 МПа Требуемое условие выполнено.

5.3 Межосевое расстояние:

[(1); ф-ла 3.7] = = 43(3,55+1)= 162,7мм, где - для косозубых передач ; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [(1); табл. 3.1] 1,0; - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию; = b/a= 0,4 [(1) стр. 36]

160 мм по ГОСТ 2185-66

4. Нормальный модуль зацепления: = (0,01 0,02) 125 = 2 мм

5.5 Определим число зубьев шестерни и колеса: (угол наклона зубьев примем = 10)

[(1); ф-ла 3.16]

= 2160 cos10/(3,55+1)2 = 34,6

[(1); стр. 293)] Принимаем z=34 = 343,55 = 120 Уточненное значение угла наклона зубьев:

= (34+120)2/2160 = 0,9625

13₅₀

5.6 Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

= 2/0,962534 = 70,64 мм

= 2/0,9625120 = 249,35 мм

Проверка:

= (70,64 +249,35)/2 = 160 мм

Диаметры вершин зубьев:

= 70,64 + 22= 74,64 мм

= 249,35 + 22 = 253,35 мм

Ширина колеса

= 0,4160 = 64 мм

Ширина шестерни

= 64 + 5 = 69 мм

5.7 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

= 69/70,64 = 0,976

5.8. Окружная скорость колес и степень точности передачи:

= 75,3670,64/2 10 = 2,66 м/с

[(1); стр. 291]

₁ = = 3,14720/30 = 150,72 с^-1

8 степень точности, т.к. v < 10 м/с [(1); стр. 32]

. Коэффициент нагрузки:

[(1); табл. 3.5] при = 1,02 , K = 1,02 ,

где - коэффициент зависимости от окружной скорости и степени

точности передачи [(1) табл. 3.4]

- коэффициент зависимости от окружной скорости, степени точности и

твердости зубьев [(1) табл. 3.6]

= 1,041,091 = 1,13

5.9. Проверка контактных напряжений:

[(1); фор-ла 3.6]

= 270/160390.81101,13 (3,55+1) /(643,55²) = = 385,5 МПа < [_н]

5.10. Силы, действующие в зацеплении [(1); Ф-лы 8.3 и 8.4]:

окружная

= 2110,09010/70,64 = 3117 Н

радиальная

= 2112,21 tg20° /cos13°50´= 1157 Н

осевая

= 3117 tg13°50 = 748 Н

5.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [(1); Ф-ла 3.25]

, где - коэффициент нагрузки

где - коэффициент концентрации нагрузки; 1,10 [(1) табл. 3.7] - коэффициент динамичности; 1,45 [(1) табл. 3.8]

1,101,45 = 1,595

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от

эквивалентного числа зубьев .

у шестерни

=24/0,99= 25

у колеса

= 75/0,99= 77

по ГОСТ 21354-75:

3,9; 3,61

Допускаемое напряжение:

[(1); Ф-ла 3.24]

для шестерни

=1,8 НВ = 1,8230 =415 МПа [(1) табл. 3.9]

для колеса

1,8 НВ = 1,8 200 = 360 МПа

- коэффициент безопасности;

где - коэффициент, который учитывает нестабильность свойств

материала колес; 1,75 [(1) табл. 3.9]

1 (для поковок и штамповок);

для шестерни

415/1,75 = 237 МПа

для колеса

360/1,75 = 206 МПа

Находим отношение :

для шестерни

237/3,9 = 60,77 МПа

для колеса

206/3,61 = 57,06 МПа

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого

найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и

= 1- 9/140 = 0,94

[(1); стр. 46]

для средних значений коэффициенты торцевого перекрытия и

8-й степени точности

проверяем прочность зуба колеса на изгиб:

= 2112,211,5953,610,940,92/502,5 =81,46 МПа < [] = 206 МПа

Условие прочности выполнено.