Детали машин

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

1.   Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.	3
2.   Расчет зубчатых колес редуктора	4
3.   Предварительный расчет валов	6
4.   Конструктивные размеры шестерни и колеса	7
5.   Конструктивные размеры корпуса редуктора	7
6.   Расчет цепной передачи	8
7.   Первый этап компоновки редуктора	10
8.   Проверка долговечности подшипника	11
9.   Второй этап компоновки редуктора	14
10.       Проверка шпоночного соединения	15
11. Уточненный расчёт валов	15
12. Выбор сорта масла	17
13. Сборка редуктора	18
14. Список используемой литературы	19

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт Технические данные

P₂=4,5 кВт

n₂=100 об/мин

1.1 Определение общей КПД установки

, где

=0,98 - КПД цепной передачи

=0,99 - Две пары подшипников качения

=0,92 - КПД зубчатой передачи

=0,99 - КПД муфты

1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.

1.3 Определяем требуемую частоту вращения.

где Uц.п. =3 ;Uред =4

nдв =nз×Uобщ=100×12=1200

1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.

1.5 Определяем общее передаточное число установки.

1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4

1.6 Пересчитываем Uц.п.

 

1.7 Определяем вращающий момент на валах

1.71 Вращающий момент на валу шестерни

1.72 Вращающий момент на валу колеса

2. Расчет зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материалов для передач

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

где s_{н limb} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее

НВ 350 и термообработкой (улучшение)

К_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1; [n]_H=1,1

2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу

Для колеса

Тогда расчетное допускаемое напряжение

Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).

Здесь принято . Ближайшее стандартное значение . Нормальный модуль зацепления

; принимаем (стр.36 [1])

2.3 Угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

; принимаем z1=28

тогда принимаем z2=112

2.4 Основные размеры шестерни и колеса:

2.41 Диаметры делительные:

; .

Проверка: .

2.42 Диаметры вершин зубьев:

; ;

ширина колеса ;

ширина шестерни .

2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 .

2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с,

где - ω1=

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])