Кинематический и силовой расчет редуктора

Название параметра		Значение параметра
Частота вращения двигателя, с^-1		304,7	150,8
Передаточные числа	Редуктора, Up	17,41	8,62
	Быстроходной ступени, Uб	4	2,8
	Тихоходной ступени, UT	4,5	3,15
Частота вращения промежуточного вала редуктора, , с^-1		76,18	53,86
Частота вращения тихоходного вала редуктора, , с^-1		16,93	17,1
Крутящие моменты на валах редуктора, м	Быстроходного, T1	43.156	92.7
	Промежуточного, T2	161.98	231.4
	Тихоходного, T3	700	700

2.2.Определение массы привода

По приближенным формулам определяю предварительные размеры для редуктора коническо-цилиндрического :

, мм, (5)

мм

Полученные результаты сведу в таблицу 3

Таблица 3

Межцентровые расстояния редуктора

Название параметра	Значение параметра
Частота вращения двигателя, с^-1	304,7	150,8
Тихоходная ступень ат, мм	227.2	187.14

Приближенно определяю массу редуктора G:

для коническо-цилиндрических редукторов:

Так как G =390, если =250 (мм);

G₁ = 390 кг

если =200(мм); G₂ = 186 кг;

После того как будет определена масса электродвигателей (см. табл. П1) определить массу привода

Таблица 4

Масса привода

, с^-1	Масса, кг
	двигателя	редуктора	привода
304,7	130	390	520
150,8	136	186	322

Выбираем двигатель, соответствующий наименьшей массе привода:

Таблица 5

Основные характеристики редуктора.

Типо- размер	, 1/с	масса, кг	Uр	Uб	Uт	2, 1/с	3, 1/с	Т1, Нм	Т2, Нм	Т3, Нм
160S4	150.8	322	11.3	3.0	4.0	53.85	13.4	92.7	231.4	700

Мощность двигателя – 15.0 кВт

3. Расчет зубчатых передач.

3.1. Выбор допускаемых напряжений:

Выбор материала для изготовления зубчатых колес.

выбираем материал для изготовления зубчатых колёс Ст 45

Таблица 6

	Быстроходная	Тихоходная
Шестерня	210	210
Колесо	190	190
Термическая обработка	улучшение	нормализация

Н_Вш=Н_Вк+(10÷20)=210

[σ_Н]= Z_R * Z_V *K_L *K_Xн

[σ_Н]= *0,9=337,5 -шестерни

[σ_Н]= *0,9=367.49 -колёса

Рассчитаем выбранный материал на допускаемое напряжение изгиба по формуле:

[_F] = ( _{F lim b} * K _FL / S _F) * Y_R * Y_y *Y_M *K_FC ,

где,  _{F lim b} – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

K _FL – коэффициент долговечности, K _FL = 1

S _F – коэффициент безопасности, принимаем S _F = 1,75 для сталей с вероятностью не разрушения 98%, при отсутствии условий высоких температур, для не литых заготовок

K_FC – коэффициент двухстороннего влияния нагрузок, при нереверсивной нагрузке принимаем K_FC = 1

Y_R - коэффициент шероховатости поверхности выкружки в основании зуба, Y_R = 1

Y_y – коэффициент механического упрочнения, Y_y = 1,5

Y_M - коэффициент масштабного фактора, Y_M = 1

Полученные значения допускаемых напряжений изгиба действительные для шестерней и колёс как быстроходной, так и тихоходной ступеней заносим в таблицу :

Таблица 7

	Быстроходная(прямозубая)		Тихоходная( косозубая)
	Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо
НВ	210	190	210	190
[Н]	337,5	367,49	337,5	367,49
[F]	315 285		315 285

3.2. Определение размеров зубчатых колес.

Быстроходная ступень:

Расчет конической передачи:

1. Диаметр внешней делительной окружности шестерни

Предварительный размер

;

где вращающий момент на валу шестерни: Т₁ = 92.7·10 ³ Н·мм;

коэффициент К в зависимости от поверхностной твердости: К = 30

Для передач с круговыми зубьями =0.85;

Окружная скорость на среднем делительном диаметре:

где n₁ =ω₁*30/π Степень точности исходя из окружной скорости не грубее 7-ой

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни :

Где

K_Hv=1.1

K_Hβ=

Значение коэффициента ψ_вd определяем ориентировочно

2.Конусное расстояние и ширина зубчатого венца

Угол делительного конуса колеса:

Конусное расстояние ;

ширина колес..

3. Модуль передачи.

Внешний торцовый модуль передачи

Где коэффициент внутренней динамической нагрузки:

K_Fv=1.16,

коэффициент распределения напряжений у основания зубьев по ширине

зубчатого венца :

K_Fß =0,18+0,82 K_НВ=0,18+0,82*1,18=1,14,

Коэффициент для колес с круговыми зубьями :

_{υF=0.94+0.08u=0.94+0.8*2.8=1.146}

4. Числа зубьев

Шестерни

z₁=d_e1/m_te=95,2/1.5=63.

Колеса

z₂=z₁*u=63*2.8=177

5. Фактическое передаточное число

U_ф=z₂/z₁=177/63=2.81

6.Окончательные значения размеров колес

Углы делительных конусов колеса и шестерни:

Делительные диаметры колес:

d_e1= M_te* z₁=1.5*63=94,5мм

d_e2= M_te* z₂=1.5*177=265.5мм

Внешние диаметры колес:

7. Силы в зацеплении.

Рис. 2

окружная сила на среднем диаметре колеса:

осевая сила на шестерне:

радиальная сила на шестерне:

На колесе осевая сила:

радиальная сила:

.

8. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:

Напряжение изгиба в зубьях колеса

*

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

9. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение

=64,6МПа

Расчет цилиндрической передачи:

1.Межосевое расстояние (м):

Предварительное значение межосевого расстояния :

Определяем окружную скорость :

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния

Округляем до стандартной величины a_w=280 мм.

2. Предварительные основные размеры колеса (м),

делительный диаметр

ширина

мм

3.Модуль передачи (м):

m=2.5÷4

Принимаем m=3мм

4.Суммарное число зубьев и угол наклона

_β=10º

5.Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни

Округляем значение модуля до стандартного значения m=2.5мм.

Число зубьев колеса

6.Фактическое передаточное число

7.Диаметры колес

Рисунок 3

делительные диаметры d:

шестерни:

колеса:

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев (м):

8. Силы в зацеплении

Рисунок 4

окружная:

радиальная:

осевая:

.

9. Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

в зубьях шестерни:

10. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное контактное напряжение: