Содержание

Введение………………………………………………………………………………….2

1 Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчёт редуктора….…………3

2 Расчёт зубчатых передач на выносливость…………………………………………..6

3 Предварительный расчёт валов редуктора………………………………………….17

4 Расчёт муфты………………………...…..……………………………………………20

5 Конструктивные размеры шестерни и колеса………………………………………22

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………………………25

7 Проверка долговечности подшипников.. .………………………………………….26

8 Посадки зубчатых колес и подшипников …………………………………………..28

9 Выбор сорта масла …………..………………………………………………..……...28

10 Заключение ……………………………………………………...…………………..28

12 Выбор сорта масла…………………………………………………………………..29

Введение

Работа выполнена по заданию кафедры Механики и Материаловедения в рамках дисциплины «Основы конструирования».Согласно заданию необходимо спроектировать 2-ух ступенчатый цилиндрический редуктор с последующими исходными данными:

N₃=3,3 кВт

n₃=40 об/мин

Редуктор выполняется в закрытом варианте, срок службы неограничен. Разработанный редуктор должен быть удобным в эксплуатации, должны максимально использоваться стандартизированные элементы, а также редуктор должен иметь как можно меньше габариты и вес.

1 Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчёт редуктора.

Привод исполнительного механизма может быть представлена следующей схемой (Рис.1.1.).

Рис. 1.1. Параметры редуктора

Из схемы видно:

1. входной вал;

2. промежуточный вал;

3. выходной вал.

Параметры первого вала:

- угловая скорость

- частота вращения

- крутящий момент

- мощность

Нам необходимо рассчитать все эти параметры. Схема редуктора приведена на рис. 1.2.

Рис.1.2. Схема редуктора.

Согласно исходных данных, ,

.

Крутящий момент на третьем валу:

.

1.1 Коэффициент полезного действия редуктора

.

где - КПД цилиндрической передачи

- КПД подшипников качения (см. таблица 1.1)

тогда

.

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Принимаем по таблице 1.2.(приложение) по ГОСТу 19523-81 электродвигатель:

Тип 112МВ6;

;

;

%..

1.3 Частота вращения ведущего вала редуктора

.

1.4 Передаточное отношение редуктора

.

1.5 Передаточное отношение ступеней редуктора

;

.

1.6 Частота вращения промежуточного вала

.

1.7 Угловые скорости валов

;

;

;

.

1.8 Определение вращающих моментов валов редуктора

;

.

Результаты приведены в таблице.

Таблица 1.1. Значение параметров редуктора.

	,	,

2 Расчёт зубчатых передач на выносливость

2.1 Расчёт на выносливость тихоходной ступени

Т.к. в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни

сталь 30ХГС;

термическая обработка – улучшение;

твёрдость .

для колеса

сталь 30ХГС;

термическая обработка – улучшение;

твёрдость .

Допускаемое контактное напряжение для зубчатых колёс (прямозубых)

;

,

где К_НL- коэффициент долговечности (при длительной эксплуатации K_HL=1)

[S_H]=1,1 – коэффициент безопасности.

для шестерни

.

для колеса

.

Тогда расчётное допускаемое напряжение

;

.

Требуемое условие ;- выполнено.

Коэффициент K_Hβ для несимметричного расположения колёс относительно опор

примем K_Hβ=1,25 (по таблице 3.1).Межосевое расстояние из условия контактной

выносливости активных поверхностей зубьев:

,

где ψ_ba=0,4 - коэффициент ширины венца (см. стр.33),

K_Hβ=1,25 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца,

u_р=u=4,951 – передаточное число редуктора,

(для косозубых),

,

тогда

.

Значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (см. стр.36).

Нормальный модуль зацепления принимают по следующим рекомендациям:

,

Принимаем .

Определим число зубьев шестерни и колеса:

.

Принимаем , тогда.

Принимаем .

Основные размеры шестерни и колеса

- диаметры делительные:

;

;

- диаметры вершин зубьев:

;

.

- ширина колеса:

.

-ширина шестерни:

.

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:

;

;

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности по

ГОСТ 1643-81(см. стр.32).

Коэффициент нагрузки:

.

По таблице 3.5 .

По таблице 3.4 .

По таблице 3.6 .

Таким образом:

.

Проверка контактных напряжений по формуле:

< - условие выполнено

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная:

.

- радиальная:

.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

,

где (см. стр.42).

По таблице 3.7 .

По таблице 3.8 ,

тогда

.

у шестерни: z_ν1= z₁=28.

у колеса : z_ν2= z₂=139,

тогда

Y_F1=3,82 Y_F2=3,61 (см. стр.42).

Допускаемое напряжение:

.

По таблице 3.9 для стали 40ХН, улучшенной при твёрдости .

у шестерни:

.

у колеса:

.

,

тогда

у шестерни:

;

.

у колеса:

;

.

Находим отношения :

у шестерни:

.

у колеса:

.

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше, т.е для шестерни:

< .

Условие прочности выполнено.