Взам. инв. №
Подпись и дата
Инв. № подл.
								151001.12.00.02	Лист
Изм.	Кол.	Лист	№док	Подпись	Дата

Введение

1. Выбор электродвигателя____________________________________ 4

1. Расчет цилиндрической косозубой передачи____________________6

2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи__________________ 13

3. Предварительный расчет валов_______________________________ 21

4. Уточненный расчет вала_____________________________________22

5. Расчет шпонок_____________________________________________25

6. Расчет подшипников качения________________________________ 26

7. Смазывание редуктора______________________________________ 30

8. Список литературы_________________________________________31

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр=,

η₀ – общий КПД привода,

= η₁ ·η₂ ·η₃

η₁ – кпд цилиндрической передачи η₁ = 0,98

η₂ – кпд муфты, η₂=0,97;

η₃ – кпд пары подшипников качения, η₃= 0,99;

η₀=0,98²·0,97³·0,99⁴=0,84

Тогда P_тр==4,57 кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S с ближайшей большей стандартной мощностью P_э =5,5 кВт, синхронной частотой вращения n_с = 1000 мин^-1 и скольжением S = 3,3 %.

Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1-)= 1000 (1-)= 967 об/мин

Частота вращения тихоходного вала

Общее передаточное число привода

u_o==18,9

Принимаем u₁ = 4; u₂=4,5

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n₁=967 об/мин

n₂=967/4=241,75 об/мин

n₃=241,75/4,5=53,7 об/мин

Мощности, передаваемые валами:

P₁=Р_тр=4,68 кВт,

P₂= Р₁ η_ц η_п =4,49 кВт,

P₃= Р₂η_ц η_п =4,36 кВт.

Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550.

Тогда T₁=46,2 Нм

T₂=177,3 Нм

T₃=775,51 Нм

2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные

Тип зуба – косой

Крутящий момент на шестерне Т₁= 46,2 Нм

Частота вращения шестерни n₁= 967 об/мин

Передаточное число u= 4

Режим нагружения – тяжелый

Коэффициент использования передачи:

в течение года – K_г= 0,8

в течение суток – K_с= 0,5

Cрок службы передачи в годах –L= 10

Продолжительность включения – ПВ = 60 %

2.1Выбор материалов зубчатых колес

= 20,

где Т - крутящий момент, i - передаточное число передачи

= 20= 45,14 мм

= = 45,14*4=180,56 мм

= 1,2(4+1) =13,56 мм

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Шестерня

Материал 45

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 269-302 НВ

Колесо

Материал 45

Термическая обработка Улучшение

Твердость поверхности зуба 235-262 НВ

2.2 Определение допускаемых напряжений Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j=1 для шестерни,j=2 для колеса;

_{Hlim j}предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

_Hlim1= 2НВ+70=641 МПа

_Hlim2= 2НВ+70=567 МПа

S_Hjкоэффициент безопасности (табл.2 [1]),

S_H1= 1,1S_H2=1,1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj=1,

здесь N_H0j– базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1 [1]),

N_H01= 23,5N_H02= 23,5

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения: _h= 0,5

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =365×10×24×0.8×0.5×0.6=21024

Суммарное число циклов нагружения

N_j= 60n_j c t_h,

где с– число зацеплений колеса за один оборот,с= 1;

n_j – частота вращения j-го колеса,n₁= 967 мин^-1,n₂= 241 мин^-1;

N_1= 60×967×1×21024=12.1×10⁸N_2=60×241×1×21024=3×10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _hN_Σj;

N_HE1= 0.5×12.1×10⁸=6.05×10⁸N_HE2= 0.5×3×10⁸=1.5×10⁸

Коэффициенты долговечности

K_HL1= 0,58 принимаем 1K_HL2=0,73 принимаем 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

_HP1= = 582,8 МПа

_HP2= = 515,5 МПа

Для прямозубых передач _HP=_HP2, для косозубых и шевронных передач

_HP=0.45 (_HP1+_HP2)1.23_HP2.

Допускаемые контактные напряжения передачи:

_HP=0.45 (582,8+515,5)1.23×515.5

493.65633.45