СОДЕРЖАНИЕ

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода.	3
Расчет зубчатых колес редуктора	4
Предварительный расчет валов	6
Конструктивные размеры шестерни и колеса	7
Конструктивные размеры корпуса редуктора	7
Расчет цепной передачи	8
Первый этап компоновки редуктора	10
Проверка долговечности подшипника	11
Второй этап компоновки редуктора	14
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

Мощность P=0.5 кВт

Окружная скорость V=0.25 м/с

Диаметр барабана Д=250 мм

Расчетный срок службы 5 лет

1. 
   Определение общей КПД установки
   

;
где: =0,98 - КПД соединительной муфты

=0,99 – КПД быстроходной передачи

=0,92 - КПД тихоходной передачи

=0,99 - КПД ременной передачи

= Потери на трение в опорах каждого вала n-количество валов
;

2. 
   Мощность быстроходного вала
   

;

кВт

кВт

кВт


Исходя из табл. 1принимаем:

Модель 71В4

Скольжение 7.5%

Мощность

Частота вращения 1500 об/мин

3. 
   Определяем номинальную частоту вращения.
   

4. 
   Угловая скорость быстроходного вала
   

рад/с

5. 
   Частота вращения приводного вала
   

6. 
   Определяем передаточное число
   

Быстроходная передача редуктора принимаем

Тихоходная передача редуктора принимаем



1.7 Мощность вала на входе в редуктор





-частота вращения вала

обр/мин

рад/с

7. 
   Вращающий момент на валу
   

нм

8. 
   Мощность на промежуточном валу редуктора
   

Частота вращения вала





Угловая скорость вала



рад/с

Вращающий момент на валу



нм

9. 
   Мощность вала на выходе из редуктора
   

кВт

Частота вращения вала



обр/мин

Угловая скорость вала



рад/сек

Вращающий момент на валу



нм

10. 
    Мощность потребителя
    

кВт

Частота вращения



об/мин

Угловая скорость



рад/с

Вращающий момент

Наименование	Усл. Обозн.	Ед.изм.	Вал эл.дв.	Вал на входе	Промеж. вал	Вал на выходе	Вал потреб
			А	Б	В	Г	Д
Передаточное число	U	-			2	31.5	1.16
Мощность	N	кВТ	0.75	0.74	0.7	0.55	0.65
Частота вращения	N	Об/мин	1387.5	1387.5	694	22	19
Угловая скорость		Рад/с	145	145	72.6	2.3	1.98
Вращающий момент	M	Нм	5.1	5.1	9.64	239	328

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 _{н lim b} – 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 шестерни

МПа

Для колеса

МПа

Тогда расчетное допускаемое напряжение



МПа


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 (3.7) [1]).


мм

Принимаем =50мм

Нормальный модуль зацепления

мм; принимаем

(стр.36 [1])

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





Принимаем z1=33

Тогда :





Принимаем z2=66

Уточнение угла наклона зубьев





2.4 Основные размеры шестерни и колеса:

2.41 Диаметры делительные:





мм

мм

Проверка:



мм

2.42 Диаметры вершин зубьев:





мм

мм

Ширина колеса



мм

Ширина шестерни



мм

2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:





2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи



м/с

При такой скорости следует принять 7-ю степень точности (стр.32 [1])

2.5 Коэффициент нагрузки



Значения даны в табл.3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи

По табл. 3.4[1] при и 8-й степени точности . По табл.

3.6[1] для косозубых колес при имеем . Таким образом,



2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:






2.7Силы, действующие в зацеплении:

2.71 Окружная





2.72 Радиальная





2.73 Осевая





2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:



Здесь коэффициент нагрузки .

По табл. 3.7[1] при , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент .

2.81–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни

;



у колеса





При этом и (стр.42 [1]).

Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:



По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости .

Для шестерни ;

для колеса .

–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где ; . Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни ,

для колеса .

Находим отношения ;

для шестерни ;

для колеса .


Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты _ и К_F т [см. гл. III. пояснения к формуле (3.225)]:








Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1.5 и 8-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:





Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Вал на входе:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении (учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]



мм

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69):

Примем под подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем .

Диаметр выходного конца вала

.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом.

Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.