Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет быстроходной конической передачи

3. Расчет тихоходной зубчатой передачи

4. Предварительный расчет валов

5. Конструктивные размеры шестерни зубчатых колес

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7. Проверка прочности шпоночных соединений

8. Подбор подшипников и проверка их долговечности

9. Уточненный расчет валов

10. Выбор муфты

11. Смазка

Список использованных источников

Введение

Редуктор - механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального) в котором размещаются элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода

Рис. 1 Схема привода

Рис. 2 Схема нагрузки

η =η ₁⁴ · η₂ · η₃, где

η₁ = 0,99 - кпд. пары подшипников качения

η₂ = 0,97 - кпд. закрытой конической передачи

η₃ = 0,97 - кпд. закрытой цилиндрической передачи

η = 0,99⁴ · 0,97 · 0,97= 0,9

Требуемая мощность электродвигателя

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4А 80А4УЗ мощностью

Рэ=1,5 кВт и n_d =1455 об/мин

Частота вращения колеса

Передаточное число привода.

Передаточное число тихоходной передачи

Тогда для быстроходной передачи

Принимаем u₁=3,55,тогда

n₁ = n_d =1455 об/мин.

Крутящие моменты на валах

Т2 = Т₁ · u₁ · η₁ · η₂ =7,3 · 3,55 · 0,99 · 0,97 = 25 Н·м

Т3 = Т₂ · u₂ · η₁ ³ · η₃ =25 · 3,55 · 0,99³ · 0,97= 83 Н·м

2. Расчет быстроходной конической передачи

Для уменьшения размеров передачи выбираем для шестерни и колеса материал – сталь 45; термообработка – улучшение и закалка ТВ4, твердость зубьев НRC 45…50. Определим начальный средний диаметр шестерни

Принимаем коэффициент

При и твердости зубьев НВ > 350 по графику Iа рис.12.18 (лит.3, стр.186) находим коэффициент

К_Нβ = 1,7

Допускаемые контактные напряжения

При поверхностной закалке колес

δ_нlimb = 1,7 HRC+200

При

δ_нlimb = 1,7 · 47,5+200=1008 МПа

Общее календарное время работы привода за L=7лет

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса

T_max=1,2T; t_m=0,1t; n_m=n₂;

T₁=7T; t₁=0,5t; n₁=n₂;

T₂=0,6T; t₂=0,4t; n₂=n₂; и

Для колеса при n₂=410 об/мин и t=12264ч

N_НЕ=27 · 12264 ·410=1,35 · 10⁸

Базовое число циклов нагружения N₀=10⁷ Коэффициент долговечности

Тогда:

Средний делительный диаметр шестерни.

d_m1 = d_wm1 = 34,6 мм

Ширина зубчатого венца

b = Ψ_bd · d_m1 = 0,4 · 34,6 = 14 мм

Внешний делительный диаметр шестерни

d_l2 = d _l1 · u₁ = 38,4 · 3,55 =136 мм

По ГОСТ 12289-76 принимаем ближайшее значение

d_l2 = 150 мм b = 15 мм

Принимаем z₁ =20, тогда z₂ = z₁· u₁ =20 · 3,55 = 71

δ₂ = 90- δ₁ = 90 - 15,73 = 74,17

cosδ₁ = cos15,73^° = 0,9625

cosδ₂ = cos74,27^° = 0,2711

Основные размеры передачи.

d_l1 = m_l · z₁ = 2,1 · 20 = 42 мм

d_al1 = d_l1 + 2m_l · cosδ₁ = 42 + 2 · 2,1 · 0,9625 = 46 мм

d_l2 = m_l · z₂ = 2,1 · 71 = 150 мм

d_аl2= d_l2 + 2m_l · cosδ₂ = 150 + 2 · 2,1 · 0,2711 = 151 мм

R_m = R_l – 0,5b = 77,5- 0,5 · 15 = 70 мм

Средний модуль

d_m1 = m_m · z₁ = 1,9 · 20 = 38 мм

d_m2 = m_m1 · u₁ = 38 · 3,55 = 135 мм

Средняя окружная скорость

При такой скорости принимаем 8-ю степень точности колес.

Произведем проверку прочности зубьев шестерни на изгиб:

Эквивалентное число зубьев шестерни

При z_V1 = 21 коэффициент формы зуба

У_F =4,01

При твердости зубьев НВ > 350

,

Находим коэффициент

К_Fβ = 1,9

Коэффициент

Ψ_m = Ψ_bd · Z₁ = 0,4 · 20 = 8

Допускаемое напряжение изгиба

Для закаленных колес

Коэффициент динамичности при V=3,67м/с и 8-й степени точности

К_FV = 1,06

При односторонней нагрузке

К_FС = 1

Коэффициент безопасности

S_K=1,7

Коэффициент долговечности

Базовое число циклов нагружения N₀=10⁶

Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса

При

T_max=1,2T; t_m=0,1t; n_m=n₂;

T₁=T; t₁=0,5t; n₁=n₂;

T₂=0,6T; t₂=0,4t; n₂=n₂; и

(лит. 3 стр. 233)

Как видим прочность передачи достаточна.