Расчет зубчатых колес редуктора.

Задание на проектирование.

Сконструировать одноступенчатый цилиндрический редуктор.

1. Мощность на ведомом валу редуктора N = 3,3 кВт

2. Число оборотов ведомого вала n = 120 об/мин.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Определим КПД привода (табл. 1.1)

,

где - КПД ременной передачи, = 0,97;

- КПД пары подшипников, = 0,99;

- КПД зубчатой передачи, =0,97.

.

Определим требуемую мощность электродвигателя.

кВт

По табл. П5 по требуемой мощности выбираем электродвигатель АОП2-42-6 N = 4 кВт, n = 955 об/мин.

Передаточное число привода.

Частные передаточные числа (таб.1.2)

- редуктора i_p = 4

- ременной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов обработана и шкивов ременной передачи

Н₁ = Н_дв = 955 об/мин, рад/сек.

об/мин рад/сек.

об/мин рад/сек.

Расчет зубчатых колес редуктора.

Выбираем материалы по средним механическими характеристиками (табл. 3.3).

- для шестерни – сталь 43, термообработка – улучшение, твердость НВ200

Определяем вращающие моменты на валах:

- на валу ведущая шкива ременной передачи

на ведущем валу редуктора

На ведомом валу редуктора

Допустимые контактные напряжение

где - предел контактной выносливости (табл. 3.2)

= 2НВ∙70 = 2∙200 + 70 = 470 Н/мм²

- коэффициент долговечности, = 1,0

=1,15

межосевое расстояние из условия контактной выносливости

,

где - коэффициент нагрузки (табл. 3.1.)

= 1,1

- коэффициент ширины венца для шивронных передач

= 0,5.

V = i_p = 4

принимаем = 140 мм.

Нормальный модуль зацепления

принимаем =2,5 мм.

Определяем суммарное число зубьев

для шивронных колес (3.12)

где - угол наклона меньше зуба, принимаем = 30^о.

Определяем число зубьев шестерни колеса

Основные размеры шестерни и колеса диаметры длительные

проверяем

Диаметр вершины зубьев

мм

мм

Ширина колеса

мм

Ширина шестерни

мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

мм

Окружная скорость колес и степень точности передачи

Принимаем 8-ю степень прочности.

Коэффициент нагрузки

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность по ширине венца (таб.3.5)

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (табл.3.4)

- динамический коэффициент (табл. 3.6), =1,0

= 1,0∙1,05∙1,0 = 1,05

Проверяем контактные напряжения

Силы действующие в зацеплении

Окружная Н

Радиальная Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба.

,

где - коэффициент нагрузки

,

где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев (табл. 3.7)

- коэффициент динамичности (табл. 3.8)

- коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентности числа зубьев .

у шестерни

у колеса

при этом ,

Определим допускаемое напряжение

,

где = 0,8 НВ

для шестерни = 1,8∙230 = 415 Н/мм²

для колеса = 1,8∙200 = 360 Н/мм²

- коэффициент запаса прочности

(табл. 3.9)

- для наковок и штампов

= 1,75∙1,0 = 1,75

Допускаемые напряжения

для шестерни

для колеса

Находим отношение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное значение меньше.

Определяем коэффициент и

Дата добавления: 2015-07-26