Проектный расчет редуктора, сборочный чертеж вала, ведомого и зубчатого колеса (стр. 1 из 3)
Содержание
1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода
2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
3. Прочный расчет валов
4. Предварительный выбор подшипников
5. Уточненный расчет валов на статическую прочность
6. Подбор подшипников и их проверка на долговечность
7. Определение размеров корпуса редуктора
8. Конструирование зубчатого колеса
9. Определение размеров крышек подшипников
10. Расчет шпонок. Проверочный расчет шпонок
11. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников
Вывод
1. Выбор электродвигателя и силовой расчет привода
Р2 =4.6 квт , частота вращении ведомого вала п2 =135 об∕мин
Выбор электродвигателя
общий КПД привода:
ήобщ. = ή рп ∙ ή (1)
ή рп - кпд решенной передачи
ή-кпд зубчатой передачи редуктора с учетом потерь в подшипников
Принимаем:
ή рп = 0.95
ή= 0.97
ήобщ. = 0.95 ∙ 0.97 = 0.92
Требуется мощность электродвигателя:
Рэ = р2 ∕ ήобщ. = 4.6 ∕ 0.92 = 5 кВт (2)
Ориентированная частота вращения требуемого электродвигателя nэ принимаем U =4 – передаточное число зубчатой передачи редуктора, Uр.п =3 – передаточное число решенной передачи
Общее передаточное число привода:
Uобщ. = Uр.п ∙ U = 3 ∙ 4 =12 (3)
nэ = n2 ∙ Uобщ. = 135 ∙ 12 = 1620 об∕ мин (4)
По полученным значениям Рэ и nэ, выбираем электродвигатель. Принимаем электродвигатель с синхронной частотой вращения nс =1500 об∕ мин, тип двигателя 4АМ║2МА643,мощность Р= 5,5 кВт синхронная частота вращения n= 1445 об∕ мин
Киниматический расчет
Уточняем общее передаточное число привода
Uобщ. = n ∕ n2 ∙ 1445 ∕135 = 10.7 (5)
Производим разбивку U′общ. по ступеням, стандартное значения передаточного числа решенной передачи
Uр.п = U′общ. ∕ U = 10.7 ∕ 4 = 2.67 (6)
Частота вращения и угловые скорости вала:
вал электродвигателя
n= 1445 об∕ мин
ω = П ∙ n ∕30 = П ∙ 1445 ∕30 = 151.2 рад ∕с (7)
ведущий вал редуктора:
n1 = n ∕ Uр.п = 1445 ∕ 2.67 = 541.2 об∕ мин (8)
ω 1 = ω ∕ Uр.п = 151.2 ∕ 2.67 = 56.74 рад ∕с
ведомый вал редуктора:
n2 = n1 ∕ 4 = 541.2 ∕ 4 = 135 об∕ мин
ω 2 = ω 1 ∕ 4 = 56.74 ∕ 4 = 14.2 рад ∕с
Силовой расчет
Вращение момента на валу привода
вал электродвигателя:
М = Рэ ∕ ω = 5 ∙ 10³ ∕ 151.2 = 33 км (9)
Ведущий вал редуктора
М1 = М ∙ Uр.п ∙ ή рп = 33 ∙ 2.67 ∙ 0.95 = 83.7 км (10)
Ведомый вал редуктора
М2 = М1 ∙ U ∙ ή = 83.7 ∙ 4 ∙ 0.97 = 325 км
| вал | Частота вращения n1 оборотов в минуту | Углов скорость U1 рад ∕с | Вращающий момент М, Км |
| электродвигатель | 1620 об∕ мин | 151.2 рад ∕с | 33 Км |
| ведущей | 541.2 об∕ мин | 56.74 рад ∕с | 83.7 Км |
| ведомый | 135 об∕ мин | 14.2 рад ∕с | 325 Км |
2. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Материалы зубчатых колес.
Сталь 45 с термообработкой – улучшенная. Выбираем 269…302 НВ;
т = 650 Н ∕мн²диаметре (предполагаемом) D ≤ 80 мм
для колеса твердость 235…262 НВ2 ;
т = 540 Н ∕мн²при предполагаемой ширине заготовки колес S ≤ 80 мм
Выбираем среднее значение твердости:
Твердость шестерни – 280 кв1;
Твердость колеса – 250 кв2
При этом НВ1 – НВ2 = 280 – 250 = 30 ( условие соблюдает)
Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса
[
п] = ( п ∕ [Sп]) ∙кп (11) по = 2 Нв + 70 (12)[Sп] = 1.1
кп = 1
[
п]1 = ((2 Нв 70) [Sп]) ∙ кп = ((2 ∙ 280 + 70) : 1.1) ∙ 1 = 573 к ∕мм² (13)Для надежности при расчете прямозубых цилиндрических передач за величину [
п] принимают меньшее значение из допускаемых [ п]1 и [ п]2Принимаем [
п] = [ п2] = 518 к ∕мм²Допускаемые напряжения изгиба по формуле:
[
п] = ( fo ∕ [Sf]) ∙кfc ∙кfl (14)где
fo = 1.8 Нв[Sf] = 1.75
кfc = 1/1,8nB1; kfl =1/_1,8·280
[
fa]1= [Sf] · Kfl ∙Kfc = 1,75 =288 Н ∕мм²[
fa]2= 1,8·250/1,75 ·1 ·1 = 257 Н ∕мм²Расчетные коэффициенты. Принимаем 4а=0,4 как для симметрично расположенных колес, и коэффициент Кив=1, как для прирабатывающих колёс (твердость колёс меньше 350 нв , нагрузка постоянная).
Мешаевы расстояние передачи
по стандарту принимаем аn=160мм.
Ширина зубчатого венца колеса: в2=ψa·am=0,4·160=64 мм
Шестерни: в1≈1,12·в2=1,12·64=71,7мм
Принимаем стандартное значение по таблице: В2=63мм; В1=71мм
Модуль зубьев по формуле:
m = _6,8М2(W+1)/4·aw·b2[Gк]2 = 6,8·325·2·10³·5/4·160·63·257 = 1,07 мм
принимаем стандартное значение m=2 мм
Суммарное число зубьев:
Е = 2a ω /м = 2·160/2 = 160 (17)число зубьев шестерни
1 = Е/(4+1) = 160 : 5 = 32 2 = Е - 
1 (18) 
= 160-32 = 128Фактическое передаточное число:
Иф =
2/ 
1 = 128/32 = 4- что соответствует заданному (номинальному значению)
Основные геометрические размеры передачи:
Делительные диаметры
d1 = m ·
1 = 2 ·32 = 64 (19)d2= m ·
2 = 2·128 = 256уточняем межосейное расстояние:
an = (d1 + d2)/2 = (64+256)/2 = 160мм (20)
Диаметр окружностей верхних зубьев шестерни и колеса:
da1 = d1+2м = 41+2 · 2 = 52
da2 = d2+2м =192+2 · 2 = 196
Пригодность заготовки шестерни Д и ширина S:
Д = da1 + 6мм = 52+6=58мм
Д=58мм< 80 мм
S=b2+4мм=63+4=67<80 мм
Условие пригодное заготовок выполняются последовательно, требуется механические характеристики м.б. получены при термообработке.
Выбранная сталь 45 не требует применений.
Окружная скорость зубчатых колес и степень тонкости
υ = п · n1 · d1/60 = 3.14 · 472.2 · 10³ · 63/60 = 1.6 м/с (21)
Для уменьшения динамической нагрузки применяем 8 степень точности (по таблице)
Силы в зацеплении i окружная сила
Ft = 2м2/d2 = 2 · 325 · 10³ / 256 = 2539H (22)
Fr = Ft ctg аw = 2539,1 · tg20º = 2539,1 · 0.36 = 914 H (23)
Принимаем коэффициент динамической нагрузки Knυ=1.2 (по таблице)
Рассчитываем контактное напряжение.
n = 310/aw · n 
(24) н = 310/160 · 4 
= 0,48 
= 0,48 879,6 = 422 н/ммпо условию
n² (0.8м · 1.1); [Gн] = (0.8 м · 1,1)518 = 414 и 570 н/мм²Т.к. расчетное Gn=412 н/мм² находится в пределах допускаемых значений напряжений, то контактная прочность зубьев обеспечивается
Коэффициент формы зуба Јf :
для шестерни :
1 = 32; Јf1=3,78для колеса:
2 =128; Јf2=3,6сравнительная характеристика прочности зубьев на изгиб
Шестерни: [
n]1/ Јf1 = 288/3,78 = 76,2 н/мм²колеса : [
n]2/ Јf2 = 257/3,6 = 71, 4 н/мм²Прочность зубьев колеса оказалась менее прочности зубьев шестерни.
[
n]1/ Ј f1<[ n]1/Ј f2- поэтому проверенный расчет передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса.