Содержание

1 Выбор двигателя и кинематический расчет привода 4

2 Расчет клиноременной передачи 6

3 Расчёт косозубой цилиндрической передачи 11

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников 15

5 Конструирование корпуса редуктора 16

6 Проверочный расчет шпонок 18

7 Проверочный расчет валов 19

8 Подбор подшипников качения на заданный ресурс 27

9 Подбор муфты 30

10 Выбор смазочных материалов 31

11 Список литературы 32

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим потребляемую мощность привода по формуле:

Р_вых = M/1000,

где М – момент сопротивления вращению, Нм;

 – угловая скорость поворота крана, рад/с.

Р_вых = 3003,5/1000 = 1,05 кВт.

Общий КПД привода:

_общ = _ч_ц_м²_подш,

где _ч – КПД червячной передачи;

_ц – КПД цепной передачи;

_м – КПД муфты;

_подш – КПД одной пары подшипников качения.

_общ = 0,8∙0,93∙0,98∙0,99² = 0,715,

Тогда требуемая мощность электродвигателя

P_э.тр = Р_вых/_общ = 1,05/0,715 = 1,47 кВт.

Частота вращения приводного вала:

n_вых = ∙30/ = 3,5∙30/3,14 = 33,4 об/мин.

Выбираем электродвигатель АИР80B4: Р_дв = 1,5 кВт; n_дв = 1395 об/мин.

1.2 Уточнение передаточных чисел

Определим общее передаточное число привода

u_общ = n_дв/n_вых = 1395/33,4 = 41,72.

Примем передаточное число червячной передачи: u_Ч = 20, тогда передаточное число цепной передачи

u_Ц = u_общ/u_Ч = 41,72/20 = 2,09.

1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора

Частота вращения тихоходного вала

n_Т = n_выхu_Ц = 33,4∙2,09 = 69,8 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n_Б = n_Бu_Ч = 69,8∙20 = 1395 об/мин.

Момент на приводном валу

T_вых = M = 300 Нм.

Вращающий момент на тихоходном валу

Т_Т = Т_вых/(_подш_цu_Ц) = 300/(0,99∙0,93∙2,09) = 156 Нм.

Момент на быстроходном валу

Т_Б = Т_Т/(_подш_чu_Ч) = 156/(0,99∙0,8∙20) = 10 Нм.

2 Расчет червячной передачи

2.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,37,320(156)^1/3/1000 = 3,38 м/с;

где ₂ – угловая скорость вала червячного колеса, рад/с;

u – передаточное число червячной передачи;

Т₂ – крутящий момент на валу червячного колеса, Нм.

Выбираем из группы II материал БрА10Ж4Н4, полученный способом центробежного литья, _в = 700 Н/мм², _т = 460 Н/мм².

2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[]_Н = 300 – 25V_S = 300 – 253,38 = 215,5 Н/мм²,

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

K_FL = (10⁶/N)^1/9 = (10⁶/150584400)^1/9 = 0,57.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[]_F = (0,08_в + 0,25_т)K_FL = (0,08700 + 0,25460)0,57 = 98,0 Н/мм².

2.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

a_w = 61(Т₂10³/[]²_Н)^1/3 = 61(15610³/215,5²)^1/3 = 106,35 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи a_w = 125 мм.

Число витков червяка z₁ = 2. Число зубьев колеса z₂ = z₁u = 220 = 40. Округляем до целого числа z₂ = 40.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)a_w/z₂ = (1,5…1,7)125/40 = 4,69…5,31 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 5 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z₂ = (0,212…0,25)40 = 8,48…10;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 10.

Коэффициент смещения инструмента

х = (a_w/m) – 0,5(q + z₂) = 0.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

u_ф = z₂/z₁ = 40/2 = 20;

(|20 – 20|/20)100% = 0 % < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

a_w = 0,5m(q + z₂ + 2x) = 0,55(10 + 40 + 20) = 125 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d₁ = qm = 105 = 50 мм;

начальный диаметр

d_w1 = m(q + 2x) = 5(10 + 20) = 50 мм;

диаметр вершин витков

d_a1 = d₁ + 2m = 50 + 25 = 60 мм;

диаметр впадин витков

d_f1 = d₁ – 2,4m = 50 – 2,45 = 38 мм;

делительный угол подъема линии витков

 = arctg(z₁/q) = arctg(2/10) = 11,31;

длина нарезаемой части червяка

b₁ = (10 + 5,5|x| + z₁)m + C = (10 + 5,5|0| + 2)5 + 0 = 60 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b₁ = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d₂ = d_w2 = mz₂ = 540 = 200 мм;

диаметр вершин зубьев

d_a2 = d₂ + 2m(1 + x) = 200 + 25(1 + 0) = 210 мм;

наибольший диаметр колеса

d_aм2 ≤ d_a2 + 6m/(z₁ + 2) = 210 + 65/(2 + 2) = 217,5 мм;

диаметр впадин зубьев

d_f2 = d₂ – 2m(1,2 – x) = 200 – 25(1,2 – 0) = 188 мм;

ширина венца

b₂ = 0,355a_w = 0,355125 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b₂ = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2 = 2arcsin(b₂/(d_a1 – 0,5m)) = 2arcsin(45/(60 – 0,55)) = 103.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

F_t2 = F_a1 = 2000T₂/d₂ = 2000156/200 = 1560 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

F_t1 = F_a2 = 2000T₂/(u_фd₁) = 2000156/(2050) = 312 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

F_r = F_t2tg20 = 15600,364 = 568 Н.