Задание. Спроектировать прямозубый редуктор.

Крутящий момент на выходном валу Т₂=32Н м.

Частота вращения выходного вала n₂=360об/мин.

Срок службы L_h=7000час.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

1.1. Общий к. п. д. редуктора равен

, где

- к. п. д. зацепления зубчатой передачи (рекомендуемые значения);

- к. п. д. муфты соединительной;

- к. п. д., учитывающий потери пары подшипников качения;.

1.2. Угловая скорость на тихоходном валу редуктора

1.3. Требуемая мощность электродвигателя

1.4. Частота вращения вала электродвигателя.

Рекомендуемые значения передаточного числа одноступенчатого редуктора .

С учетом рекомендуемого значения передаточного числа, для частоты вращения ведущего вала редуктора получим

По требуемой мощности и возможных значений частоты вращения ведущего вала редуктора, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения n_C=750об/мин. 4А112МА8, с параметрами Р_дв=2,2кВт. и скольжениемs=6,0%. Номинальная частота вращения и угловая скорость двигателя равны

Передаточное отношение редуктора

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного .

Погрешность отклонение от требуемого значения составляет

,

условие точности выполнено, в проектном расчете будет использовано .

1.6. Вращающие моменты, угловая скорость и частота вращения:

на колесе

на шестерне

, где

на ведущем валу

2. Расчет зубчатых колёс редуктора.

Материал для шестерни и колеса:

для шестерни – сталь 40, термообработка – улучшение, твёрдость НВ192…228, ;

среднее значение

принимаем: НВ₁210

для колеса – сталь 35, термообработка – нормализация, твердость НВ163…192, ;

среднее значение

принимаем НВ₂178;

условие выполняется.

2.1. Допускаемые контактные напряжения:

, где

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности зубьев менее НВ350 и термической обработкой

- коэффициент долговечности;

- при длительной эксплуатации;

- коэффициент безопасности (рекомендуемые значения 1,1…1,2);

- для термообработки – нормализации.

Для прямозубых колёс расчетное допускаемое напряжение

для шестерни

для колеса

т. к. , то для дальнейшего расчета зубчатых колёс принимаем меньшее значение, т. е.

2.2 Допускаемые напряжения изгиба.

, где

- предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба.

Для углеродистых сталей с твёрдостью поверхности зубьев менее НВ350 и термической обработкой

- коэффициент безопасности;

, где

- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность передачи;

- при вероятности разрушения 0,99 (термообработка – нормализация и улучшение);

- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки;

- для поковок;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

- односторонняя нагрузка.

- коэффициент долговечности;

- при длительной эксплуатации;

Для прямозубых колёс расчетное допускаемое напряжение изгиба:

для шестерни

для колеса

2.3. Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке.

Предельные контактные напряжения для шестерни и колеса:

для шестерни

для колеса

Предельные напряжения изгиба:

для шестерни

для колеса

2.4. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

, где

- коэффициент передачи для прямозубых колёс;

- коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к межосевому расстоянию;

, где

- коэффициент ширины зубчатого венца по отношению к диаметру, принимаем для симметричного расположения колеса и НВ<350 (рекомендуемые значения 0,8…1,4),принимаем для симметричного расположения колеса и НВ<350

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (НВ<350, симметричное расположение колёс и).

Ближайшие из стандартных значений межосевого расстояния 71мм.; 80мм.,

Принимаем

Находим

принимаем

2.5. Модуль передачи. Для обычных передач редукторного типа в отдельном корпусе с жёсткими валами и опорами принимаем:

тогда модуль зацепления

По ГОСТ2185-66 принимаем

2.6.Определяем суммарное число зубьев, определяем числа зубьев шестерни и колеса

тогда число зубьев шестерни:

принимаем:

число зубьев колеса:

Фактическое передаточное отношение:

отклонение от заданного составляет:

2.8. Основные размеры шестерни и колеса

Делительные диаметры:

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры впадин зубьев:

ширина шестерни

2.9. Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

, где

- нормальный угол зацепления.

2.10. Коэффициент ширины колеса по диаметру:

2.11. Окружная скорость колеса и степень точности передачи

Для окружной скорости прямозубого колеса 2…6м/с следует принять 8 степень точности.

2.12. Коэффициенты нагрузки.

- коэффициент концентрации нагрузки;

(прии НВ₂<350)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

(, 8 степень точности и НВ₂<350).

2.13. Проверка контактных напряжений

, где

- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колёс.

-для стальных колес прии;

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактной линии

, где

, где

- степень перекрытия

Контактные напряжения

Т. е.

Перегрузка составляет

, что допустимо ().

Условие экономичности и прочности выполняется.

2.14. Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

- коэффициент нагрузки

,где

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

(при, твердостиHB₂<350)

- коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

(, 8 степень точности и НВ₂<350).

Таким образом,

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий числа зубьев шестерни или колеса (для прямозубой передачи):

у шестерни

при (при)

у колеса

при (при)

Проверяем отношение

для шестерни:

для колеса:

Проверку прочности зуба по напряжениям изгиба проводим по колесу (при и)

Условие прочности выполнено.

2.15. Проверка на перегрузку.