Расчет передачи редуктора

Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

кинематический привод редуктор

Расчет требуемой мощности двигателя.

;

.

— КПД ременной передачи; - КПД зубчатой косозубой передачи с цилиндрическими колесами; - КПД подшипников качения. Тогда .

Расчет требуемой частоты вращения

;

.

;; - передаточные числа. Тогда .

По таблице принимаем мощность двигателя Р = 5,5 кВт; частоту вращения 3000 об/мин. Синхронная частота вращения двигателя равна 2880 об/мин. Модель электродвигателя: 100L2.

Определение передаточных чисел

Фактическое передаточное число привода:

.

Передаточные числа редуктора:

; ;

;

полученные значения округляем до стандартных:; .

Расчет частот вращения

; ;

; ;

; ;

; .

Расчет крутящих моментов

; ;

; .

Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение клинового ремня, предварительно определив угловую скорость и номинальный вращающий момент ведущего вала:

При таком значении вращающего момента принимаем сечение ремня типа А, минимальный диаметр. Принимаем.

Определяем передаточное отношение i без учета скольжения.

.

Находим диаметр ведомого шкива, приняв относительное скольжение е = 0,02:

.

Ближайшее стандартное значение. Уточняем передаточное отношение i с учетом е:

.

Пересчитываем:

.

Расхождение с заданным составляет 1,9%, что не превышает допустимого значения 3%.

Определяем межосевое расстояние а: его выбираем в интервале.

принимаем близкое к среднему значение, а = 400 мм.

Расчетная длина ремня:

.

Ближайшее стандартное значение L = 1250 мм, .

Вычисляем.

и определяем новое значение, а с учетом стандартной длины L:

Угол обхвата меньшего шкива.

Скорость.

По таблице определяем величину окружного усилия, передаваемого клиновым ремнем: на один ремень.

.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

.

Коэффициент режима работы при заданных условиях, тогда допускаемое окружное усилие на один ремень:

.

Определяем окружное усилие:

.

Расчетное число ремней:

.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения.

Предварительное натяжение каждой ветви ремня:

;

рабочее натяжение ведущей ветви.

;

рабочее натяжение ведомой ветви.

;

усилие на валы.

.

Шкивы изготавливать из чугуна СЧ 15−32, шероховатость рабочих поверхностей .

Расчет двухступенчатого цилиндрического редуктора

Для обеих ступеней принимаем:

Колесо: материал — сталь 40Х, термообработка — улучшение; .

Шестерня: материал — сталь 40Х, термообработка — улучшение; .

Передача реверсивная.

Для расчета принимаем:, .

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации принимаем; коэффициент запаса прочности; .

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения:

.

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

.

Коэффициент на форму зуба; коэффициент нагрузки; коэффициент ширины венцов; коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении; коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Расчет третьей (тихоходной) ступени.

Межосевое расстояние:

.

принимаем значение из стандартного ряда: а = 140 мм.

Нормальный модуль:

.

принимаем среднее значение, соответствующее стандартному: m = 2 мм.

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 15? и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Уточняем значение угла в:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

.

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

.

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса тихоходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

.

;

.

Проверяем изгибные напряжения:

.

.

.

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:

Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

Расчет второй (быстроходной) ступени

Межосевое расстояние равно 140 мм из условия соосности, значения всех коэффициентов, используемых в расчете третьей ступени справедливы при расчете данной ступени.

Принимаем угол наклона зубьев в = 12?50ґ19Ѕ, а модуль m = 1,5 мм и определяем числа зубьев шестерни и колеса:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

.

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Окружная скорость колеса быстроходной ступени:

.

При данной скорости назначаем 9-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

Проверяем контактные напряжения:

.

;

.

Проверяем изгибные напряжения:

.

.

.

Силы, действующие в зацеплении быстроходной ступени:

окружная:

Определим тип используемых подшипников:

;

следовательно, будем использовать радиально-упорные шарикоподшипники.

Предварительный расчет валов

Расчетная формула:

Вал 1.

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

.

Вал 2

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

Вал 3

Диаметр вала:

.

Диаметр вала под колесо:

.

Диаметр вала под подшипник:

.

Конструктивные размеры корпуса редуктора

Определение реакций в подшипниках

проверка:

.

проверка:

.

проверка:

.

Проверочный расчет подшипников

Подшипник № 36 207, d = 35 мм.

.

; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:

.

Подшипник № 36 209, d = 45 мм. .

; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:

.

Подшипник № 36 211, d = 55 мм.

.

; тогда Х = 1; У = 0; .

Долговечность:

.

Все подшипники удовлетворяют условию долговечности.

Проверочный расчет шпонок

Материал шпонок — сталь 45. Проверим шпонки под зубчатыми колесами и шкивом на срез и смятие. .

Условия прочности:

Шпонка под шкивом:

Шпонка под колесом быстроходной ступени:

Шпонка под колесом тихоходной ступени:

Все шпонки удовлетворяют условию прочности на срез и смятие.

Уточненный расчет валов

Материал валов — сталь 40Х улучшенная,. Определим коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях.

Вал 1, Сечение 1

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 1, Сечение 2.

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 1.

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 2, Сечение 2.

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Вал 3, Сечение 1.

Результирующий изгибающий момент:

Моменты сопротивления сечения нетто:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба:

.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

.

По таблицам определим ряд коэффициентов: .

Определим коэффициенты запаса прочности:

Общий коэффициент запаса прочности:

.

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. Уровень масла должен обеспечивать погружение колес на высоту зуба. Объем масляной ванны равен 2,75 литра. Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания. Используемое масло марки И-100А.