Расчет редуктора

Введение 

Данный  привод состоит из двух механических передач:

Редуктор – закрытая зубчатая передача;

Открытая  цепная передача.

Так же в привод входит одна упругая муфта.

Передаточное  число привода:

 

Характеристика  редуктора:

1. Закрытая зубчатая понижающая передача.

Первый  вал – ведущий вал редуктора, быстроходный вал. Второй вал ведомый вал редуктора, тихоходный вал.

2. Редуктор одноступенчатый  имеет лишь одно  зацепление.

3. Редуктор цилиндрический.

4. Передача косозубая  (наклон зубьев на шестерне – правый, на колесе – левый)

5. Привод горизонтальный.

Достоинства:

Высокая нагрузочная способность, малые габариты, большая  долговечность и  надежность работы, высокий КПД от 97% до 98% в одной ступени, постоянство передаточного  отношения, применение в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.

Недостатки:

Повышенные  требования к точности изготовления, шум  на больших скоростях, высокая жесткость  без компенсации динамической нагрузки 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1 Выбор электродвигателя

Кинематический  и силовой расчет привода 
 

1.1. Найдем требуемую  мощность двигателя 

где: Р₁ - мощность двигателя.

Р₃ - мощность на выходе (на валу цепной передачи ведомой звездочки)

η_общ - общий КПД привода. 

где: η_муфты- 0,98

η_{подшипн}- 0,993

η_цепн- 0,93

η_{редуктора} - 0,96

(А.Е.  Шейнблит «Курсовое  проектирование деталей  машин» стр. 40) 

 

кВт 

1.2. Выбор электродвигателя.

Выбираем  электродвигатель 4А 180М6/975 серии 4А ГОСТ 19523-81

Р_двиг= 18,5 кВт

n_двиг= 1000 об/мин n_{ном (синхронная)} = 975 об/мин

Типоразмер 180М6 число полюсов 6

d_дв = 48 мм 

1.3. Найдем передаточное  число привода  и разобьем по  ступеням. 

u_ред = 2 … 5 = 4

u_цепи = 2 … 4 = 3,75

Передаточные  числа выбранных  передач попадают в решетку интервалов. 
 

1.4. Кинематический и  силовой расчет  привода. 

 

где:       об/мин;

   об/мин;

   об/мин;

   с^-1;

   с^-1;

   с^-1;

- расчетная  мощность электродвигателя;

    Вт;

- мощность на валу ведомой звездочки, из задания;

   Н м;

   Н м;

   Н м; 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2 Расчет закрытой зубчатой передачи 

2.1. Выбор материала колес

Выбираем  сталь марки 40Х  для вала шестерни и колеса. D = 125 мм.

Ширина  S = 80 мм. Твердость сердцевины HB = 269…302. Твердость поверхности HRC_э = 45….50. Предел прочности σ_В = 900 МПа, Предел текучести σ_Т = 750 МПа, Термическая обработка улучшение и закалка при нагреве ТВЧ. 

2.2. Допускаемое контактное  напряжение 

Для косозубых колес  расчетное допустимое контактное напряжение определяется как:

 

Для шестерни

   МПа; 

Для колеса

   МПа; 

Расчетное контактное напряжение:

 МПа; 

Требуемое условие    выполняется 

2.3. Допускаемое напряжение  изгиба. 

 

где: σ_Fmin- Предел выносливости зубьев при изгибе 650 МПа

S_Fmin- Минимальный коэффициент запаса прочности 1,75 для зубчатых колес изготовленных из поковок.

Y_a - Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, принимаем 1 при одностороннем приложении нагрузки.

Y_n - Коэффициент долговечности. 

 

где: N_Flim = 4 10⁶ - базовое число циклов напряжений

 

где: года (22000 из задания на проект долговечность зацепления редуктора в часах) 

   

   

 МПа 

 МПа 

2.4. Определяем межосевое расстояние. 

,

где:

К_а - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К_а = 43

Т₂ - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)

К_Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, зависит от твёрдости и от ψ_bd

U – передаточное число (из пункта 1.3)

ψ_bа = b/a – коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно межосевого расстояния

σ_пр – допускаемое контактное напряжение (МПа) (из пункта 2.2) 

Принимаем К_Нβ = 1.25 (Чернилевский с. 136, таб.4.3) – не смотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем рекомендуемое для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшение контакта зубьев.

ψ_bа = 0.315 Выбираем из технических условий (Чернилевский с.139) 

; 

 мм. 

Выбираем  стандартное межосевое  расстояние a_ω = 160 мм (Чернилевский с. 139, таб.4.10)

Определяем ψ_bd - коэффициент ширины венца зубчатого колеса, относительно диаметра 

 

Предварительные основные размеры  колеса. 

2.5. Определяем ширину венца зубчатого колеса. 

a) колеса       

 мм. 

б) шестерни     

 мм.

Принимаем b₁ = 53/55 мм, b₂ = 50/52 мм  (Дунаев таб. 24.1, с. 372) 

2.6. Определяем значение модуля для колёс. 

,

где:

Т₂ - номинальный вращательный момент на колесе (Н/м) (из пункта 1.4)

U – передаточное число (из пункта 1.3)

σ_Fр2 – допустимое напряжение изгиба (из пункта 2.3)

K_m – вспомогательный коэффициент, K_m = 5.8 

 

Принимаем

 

2.7. Определяем суммарное число зубьев.