Наличие кинематической схемы привода упростит выбор типа редуктора. Конструктивно редукторы подразделяются на следующие виды:
Передаточное число [I]
Передаточное число редуктора рассчитывается по формуле:
I = N1/N2
где
N1 – скорость вращения вала (количество об/мин) на входе;
N2 – скорость вращения вала (количество об/мин) на выходе.
Полученное при расчетах значение округляется до значения, указанного в технических характеристиках конкретного типа редукторов.
Таблица 2. Диапазон передаточных чисел для разных типов редукторов
ВАЖНО!
Скорость вращения вала электродвигателя и, соответственно, входного вала редуктора не может превышать 1500 об/мин. Правило действует для любых типов редукторов, кроме цилиндрических соосных со скоростью вращения до 3000 об/мин. Этот технический параметр производители указывают в сводных характеристиках электрических двигателей.
Крутящий момент редуктора
Крутящий момент на выходном валу – вращающий момент на выходном валу. Учитывается номинальная мощность , коэффициент безопасности [S], расчетная продолжительность эксплуатации (10 тысяч часов), КПД редуктора.
Номинальный крутящий момент – максимальный крутящий момент, обеспечивающий безопасную передачу. Его значение рассчитывается с учетом коэффициента безопасности – 1 и продолжительность эксплуатации – 10 тысяч часов.
Максимальный вращающий момент {M2max] – предельный крутящий момент, выдерживаемый редуктором при постоянной или изменяющейся нагрузках, эксплуатации с частыми пусками/остановками. Данное значение можно трактовать как моментальную пиковую нагрузку в режиме работы оборудования.
Необходимый крутящий момент – крутящий момент, удовлетворяющим критериям заказчика. Его значение меньшее или равное номинальному крутящему моменту.
Расчетный крутящий момент – значение, необходимое для выбора редуктора. Расчетное значение вычисляется по следующей формуле:
Mc2 = Mr2 x Sf ≤ Mn2
где
Mr2 – необходимый крутящий момент;
Sf – сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент);
Mn2 – номинальный крутящий момент.
Эксплуатационный коэффициент (сервис-фактор)
Сервис-фактор (Sf) рассчитывается экспериментальным методом. В расчет принимаются тип нагрузки, суточная продолжительность работы, количество пусков/остановок за час эксплуатации мотор-редуктора. Определить эксплуатационный коэффициент можно, используя данные таблицы 3.
Таблица 3. Параметры для расчета эксплуатационного коэффициента
| Тип нагрузки | К-во пусков/остановок, час | Средняя продолжительность эксплуатации, сутки | |||
|---|---|---|---|---|---|
| <2 | 2-8 | 9-16h | 17-24 | ||
| Плавный запуск, статичный режим эксплуатации, ускорение массы средней величины | <10 | 0,75 | 1 | 1,25 | 1,5 |
| 10-50 | 1 | 1,25 | 1,5 | 1,75 | |
| 80-100 | 1,25 | 1,5 | 1,75 | 2 | |
| 100-200 | 1,5 | 1,75 | 2 | 2,2 | |
| Умеренная нагрузка при запуске, переменный режим, ускорение массы средней величины | <10 | 1 | 1,25 | 1,5 | 1,75 |
| 10-50 | 1,25 | 1,5 | 1,75 | 2 | |
| 80-100 | 1,5 | 1,75 | 2 | 2,2 | |
| 100-200 | 1,75 | 2 | 2,2 | 2,5 | |
| Эксплуатация при тяжелых нагрузках, переменный режим, ускорение массы большой величины | <10 | 1,25 | 1,5 | 1,75 | 2 |
| 10-50 | 1,5 | 1,75 | 2 | 2,2 | |
| 80-100 | 1,75 | 2 | 2,2 | 2,5 | |
| 100-200 | 2 | 2,2 | 2,5 | 3 | |
Мощность привода
Правильно рассчитанная мощность привода помогает преодолевать механическое сопротивление трения, возникающее при прямолинейных и вращательных движениях.
Элементарная формула расчета мощности [Р] – вычисление соотношения силы к скорости.
При вращательных движениях мощность вычисляется как соотношение крутящего момента к числу оборотов в минуту:
P = (MxN)/9550
где
M – крутящий момент;
N – количество оборотов/мин.
Выходная мощность вычисляется по формуле:
P2 = P x Sf
где
P – мощность;
Sf – сервис-фактор (эксплуатационный коэффициент).
ВАЖНО!
Значение входной мощности всегда должно быть выше значения выходной мощности, что оправдано потерями при зацеплении:
P1 > P2
Нельзя делать расчеты, используя приблизительное значение входной мощности, так как КПД могут существенно отличаться.
Коэффициент полезного действия (КПД)
Расчет КПД рассмотрим на примере червячного редуктора. Он будет равен отношению механической выходной мощности и входной мощности:
ñ [%] = (P2/P1) x 100
где
P2 – выходная мощность;
P1 – входная мощность.
ВАЖНО!
В червячных редукторах P2 < P1 всегда, так как в результате трения между червячным колесом и червяком, в уплотнениях и подшипниках часть передаваемой мощности расходуется.
Чем выше передаточное отношение, тем ниже КПД.
На КПД влияет продолжительность эксплуатации и качество смазочных материалов, используемых для профилактического обслуживания мотор-редуктора.
Таблица 4. КПД червячного одноступенчатого редуктора
| Передаточное число | КПД при a w , мм | ||||||||
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
| 40 | 50 | 63 | 80 | 100 | 125 | 160 | 200 | 250 | |
| 8,0 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 | 0,92 | 0,93 | 0,94 | 0,95 | 0,96 |
| 10,0 | 0,87 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 | 0,92 | 0,93 | 0,94 | 0,95 |
| 12,5 | 0,86 | 0,87 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 | 0,92 | 0,93 | 0,94 |
| 16,0 | 0,82 | 0,84 | 0,86 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 | 0,92 | 0,93 |
| 20,0 | 0,78 | 0,81 | 0,84 | 0,86 | 0,87 | 0,88 | 0,89 | 0,90 | 0,91 |
| 25,0 | 0,74 | 0,77 | 0,80 | 0,83 | 0,84 | 0,85 | 0,86 | 0,87 | 0,89 |
| 31,5 | 0,70 | 0,73 | 0,76 | 0,78 | 0,81 | 0,82 | 0,83 | 0,84 | 0,86 |
| 40,0 | 0,65 | 0,69 | 0,73 | 0,75 | 0,77 | 0,78 | 0,80 | 0,81 | 0,83 |
| 50,0 | 0,60 | 0,65 | 0,69 | 0,72 | 0,74 | 0,75 | 0,76 | 0,78 | 0,80 |
Таблица 5. КПД волнового редуктора
Таблица 6. КПД зубчатых редукторов
Взрывозащищенные исполнения мотор-редукторов
Мотор-редукторы данной группы классифицируются по типу взрывозащитного исполнения:
- «Е» – агрегаты с повышенной степенью защиты. Могут эксплуатироваться в любом режиме работы, включая внештатные ситуации. Усиленная защита предотвращает вероятность воспламенений промышленных смесей и газов.
- «D» – взрывонепроницаемая оболочка. Корпус агрегатов защищен от деформаций в случае взрыва самого мотор-редуктора. Это достигается за счет его конструктивных особенностей и повышенной герметичности. Оборудование с классом взрывозащиты «D» может применяться в режимах предельно высоких температур и с любыми группами взрывоопасных смесей.
- «I» – искробезопасная цепь. Данный тип взрывозащиты обеспечивает поддержку взрывобезопасного тока в электрической сети с учетом конкретных условий промышленного применения.
Показатели надежности
Показатели надежности мотор-редукторов приведены в таблице 7. Все значения приведены для длительного режима эксплуатации при постоянной номинальной нагрузке. Мотор-редуктор должен обеспечить 90% указанного в таблице ресурса и в режиме кратковременных перегрузок. Они возникают при пуске оборудования и превышении номинального момента в два раза, как минимум.
Таблица 7. Ресурс валов, подшипников и передач редукторов
По вопросам расчета и приобретения мотор редукторов различных типов обращайтесь к нашим специалистам. можно ознакомиться с каталогом червячных, цилиндрических, планетарных и волновых мотор-редукторов, предлагаемых компанией Техпривод.
Романов Сергей Анатольевич,
руководитель отдела механики
компании Техпривод.
Другие полезные материалы:
– задача не из простых. Один неправильный шаг при расчете чреват не только преждевременным выходом из строя оборудования, но и финансовыми потерями (особенно если редуктор стоит на производстве). Поэтому расчет мотор-редуктора чаще всего доверяют специалисту. Но что делать, когда такого специалиста у вас нет?
Для чего необходим мотор-редуктор?
Мотор-редуктор – приводной механизм, который представляет собой комбинацию из редуктора и электродвигателя. При этом двигатель крепится на редуктор на прямую без специальных муфт для соединения. За счет высокого уровня КПД, компактных размеров и простоты обслуживания такой тип оборудования применяют практически во всех областях промышленности. Мотор-редукторы нашли применения практически во всех производственных отраслях:
Как подобрать мотор редуктор?
Если стоит задача подбора мотор-редуктора, чаще всего все сводится к выбору двигателя необходимой мощности и количеству оборотов на выходном валу. Однако есть и другие немаловажные характеристики, которые важно учитывать при выборе мотор-редуктора:
- Тип мотор-редуктора
Понимание типа мотор-редуктора может значительно упростить его выбор. По типу передачи различают: , планетарные, конические и соосно-цилиндрические мотор-редукторы. Все они различаются расположением валов.
- Обороты на выходе
Скорость вращения механизма, к которому крепится мотор-редуктор определяется количеством оборотов на выходе. Чем выше этот показатель, тем больше будет амплитуда вращения. К примеру, если мотор-редуктор является приводом конвейерной ленты, то скорость ее передвижения будет зависеть от показателя оборотов.
- Мощность электродвигателя
Мощность электродвигателя мотор-редуктора определяться в зависимости от необходимой нагрузки на механизм при заданной скорости вращения.
- Особенности эксплуатации
Если вы планируете использовать мотор-редуктор в условиях постоянной нагрузки, при его выборе обязательно уточните у продавца на сколько часов непрерывной работы рассчитано оборудования. Также немаловажным будет узнать допустимое количество включений. Таким образов вы точно будет знать через какой период времени вам придется заменить оборудование.
Важно: Период эксплуатации качественных мотор-редукторов при активной работе в режиме 24/7 должен составлять не менее 1 года (8760 часов).
- Условия работы
До заказа мотор-редуктора необходимо определится с местом его размещения и условиями работы оборудования (в помещении, под навесом или под открытым воздухом). Это поможет вам поставить перед продавцом более четкую задачу, а ему в свою очередь подобрать товар, четко соответствующий вашим требованиям. Например, для облегчения процесса работы мотор-редуктора при очень низких или очень высоких температурах применяют специальные масла.
Как рассчитать мотор-редуктор?
Для расчета всех необходимых характеристик мотор-редуктора используют математические формулы. Определение типа оборудования также во многом зависит от того, для чего он будет применяться: для механизмов подъема груза, смешивания или для механизмов перемещения. Так для грузоподъемного оборудования чаще всего применяются мотор-редукторы червячного и 2МЧ. В таких редукторах исключена возможность прокручивания выходного вала при приложении к нему усилия, что избавляет от необходимости устанавливать на механизм колодочный тормоз. Для различных перемешивающих механизмов, а также для различных буровых установок применяют редукторы типа 3МП (4МП), так как они способны равномерно распределять радиальную нагрузку. При необходимости высоких показателей крутящего момента в механизмах перемещения чаще всего применяют мотор-редукторы типа 1МЦ2С, 4МЦ2С.
Расчет основных показателей для выбора мотор-редуктора:
- Вычисление оборотов на выходе мотор-редуктора.
Расчет производят по формуле:
V=∏*2R*n\60
R – радиус подъёмного барабана, м
V – скорость подъема, м*мин
n – обороты на выходе мотор-редуктора, об\мин
- Определение угловой скорости вращения вала мотор-редуктора.
Расчет производят по формуле:
ω=∏*n\30
- Расчет крутящего момента
Вычисление производят по формуле:
M=F*R (Н*М)
Важно: Скорость вращения вала электродвигателя и, соответственно, входного вала редуктора не может превышать 1500 об/мин. Правило действует для любых типов редукторов, кроме цилиндрических соосных со скоростью вращения до 3000 об/мин. Этот технический параметр производители указывают в сводных характеристиках электрических двигателей.
- Выявление необходимой мощности электродвигателя
Расчет производят по формуле:
P=ω*M, Вт
Важно: Правильно рассчитанная мощность привода помогает преодолевать механическое сопротивление трения, возникающее при прямолинейных и вращательных движениях. Если мощность будет превышать необходимую больше чем на 20% это усложнит контроль частоты вращения вала и подгон ее под необходимое значение.
Где купить мотор-редуктор?
Купить на сегодняшний день не составляется никакого труда. Рынок переполнен предложениями от разных заводов-производителей и их представителей. Большая часть производителей имеют свой интернет-магазин или официальный сайт в сети интернет.
При выборе поставщика старайтесь сравнивать не только цену и характеристики мотор-редукторов, но и проверять саму компанию. Наличие рекомендательных писем, заверенных печатью и подписью от клиентов, а также квалифицированных специалистов в компании поможет защитить вас не только от дополнительных финансовых затрат, но и обезопасит работу вашего производства.
Возникли проблемы с подбором мотор-редуктора? Обратитесь за помощью к нашим специалистам, связавшись с нами по телефону или оставим вопрос автору статьи.
Курсовая работа
Дисциплина Детали машин
Тема «Расчёт редуктора»
Введение
1. Кинематическая схема и исходные данные
2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
3. Расчет зубчатых колес редуктора
4. Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников
5. нструктивные размеры шестерни и колеса
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
7. Первый этап компоновки редуктора
8. Проверка долговечности подшипника
9. Второй этап компоновки. Проверка прочности шпоночных соединений
10. Уточненный расчет валов
11. Вычерчивание редуктора
12. Посадки шестерни, зубчатого колеса, подшипника
13. Выбор сорта масла
14. Сборка редуктора
Введение
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Указанные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.
Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.
Кинематические схемы и общие виды наиболее распространенных типов редукторов представлены на рис. 2.1-2.20 [Л.1]. На кинематических схемах буквой Б обозначен входной (быстроходный) вал редуктора, буквой Т – выходной (тихоходный).
Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу – зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).
Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
1. Кинематическая схема редуктора
Исходные данные:
Мощность на ведущем валу транспортера
;Угловая скорость вала редуктора
;Передаточное число редуктора
;Отклонение от передаточного числа
;Время работы редуктора
.1 – электромотор;
2 – ременная передача;
3 – муфта упругая втулочно-пальцевая;
4 – редуктор;
5 – ленточный транспортёр;
I – вал электромотора;
II – ведущий вал редуктора;
III – ведомый вал редуктора.
2. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
2.1 По табл. 1.1 коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес η 1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η 2 = 0,99; КПД клиноременной передачи η 3 = 0,95; КПД плоскоременной передачи в опорах приводного барабана, η 4 = 0,99
2.2 ОбщийКПДпривода
η = η 1 η2 η 3 η 4 = 0,98∙0,99 2 ∙0,95∙0,99= 0,90
2.3 Требуемая мощность электродвигателя
= =1,88 кВт.где P III -мощность выходного вала привода,
h-общий КПД привода.
2.4 По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложениях [Л.1]) по требуемой мощности Р дв = 1,88кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А112МА8с параметрами Р дв = 2,2кВт и скольжением 6,0%.
Номинальная частота вращения
n дв.= n c (1-s)
где n c -синхронная частота вращения,
s- скольжение
2.5 Угловая скорость
= = 73,79рад/с.2.6 Частота вращения
= = 114,64об/мин2.7Передаточное отношение
= = 6,1где w I -угловая скорость двигателя,
w III -угловая скорость выходного привода
2.8 Намечаем для редуктора u =1,6; тогда для клиноременной передачи
= =3,81– что находиться в пределах рекомендуемого2.9 Крутящий момент, создаваемый на каждом валу.
кН×м.Крутящий момент на 1-м валу М I =0,025кН×м.
P II =P I ×h p =1,88×0,95=1,786 Н×м.
рад/с кН×м.Крутящий момент на 2-м валу М II =0,092 кН×м.
кН×м.Крутящий момент на 3-м валу М III =0,14 кН×м.
2.10 Выполним проверку:
Определим частоту вращения на 2-м валу:
Частоты вращения и угловые скорости валов
3. Расчет зубчатых колес редуктора
Выбираем материалы для зубчатых колес такие же, как в § 12.1 [Л.1].
Для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 260; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 230.
Допускаемое контактное напряжение для прямозубых колес из указанных материалов определим с помощью формулы 3.9, , стр.33:
где s H limb – предел контактной выносливости;Для колеса
= МПа.Допускаемое контактное напряжение принимаю
= 442 МПа.Принимаю коэффициент ширины венца ψ bRe = 0,285 (по ГОСТ 12289-76).
Коэффициент К нβ , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл. 3.1 [Л.1]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К нβ = 1,25.
В этой формуле для прямозубых передач К d = 99;
Передаточное число U=1,16;
М III -крутящий момент на 3-м валу.
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т.д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения – свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т.д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения – 85%, в дорожных машинах – 75%, в автомобилях – 10% и т.д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
По табл. 1.1 примем следующие значения КПД:
– для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h1 = 0,975
– для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: h2 = 0,975
Общий КПД привода будет:
h = h1 · … · hn · hподш. 3 · hмуфты2 = 0,975 · 0,975 · 0,993 · 0,982 = 0,886
где hподш. = 0,99 – КПД одного подшипника.
hмуфты = 0,98 – КПД одной муфты.
Угловая скорость на выходном валу будет:
wвых. = 2 · V / D = 2 · 3 · 103 / 320 = 18,75 рад/с
Требуемая мощность двигателя будет:
Pтреб. = F · V / h = 3,5 · 3 / 0,886 = 11,851 кВт
В таблице П. 1 (см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения nдвиг. = 1500–1500·2,3/100=1465,5 об/мин, угловая скорость wдвиг. = p · nдвиг. / 30 = 3,14 · 1465,5 / 30 = 153,467 рад/с.
Oбщее передаточное отношение:
u = wвход. / wвых. = 153,467 / 18,75 = 8,185
Для передач выбрали следующие передаточные числа:
Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу:
Мощности на валах:
P1 = Pтреб. · hподш. · h(муфты 1) = 11,851 · 103 · 0,99 · 0,98 = 11497,84 Вт
P2 = P1 · h1 · hподш.= 11497,84 · 0,975 · 0,99 = 11098,29 Вт
P3 = P2 · h2 · hподш. = 11098,29 · 0,975 · 0,99 = 10393,388 Вт
Вращающие моменты на валах:
T1 = P1 / w1 = (11497,84 · 103) / 153,467 = 74920,602 Н·мм
T2 = P2 / w2 = (11098,29 · 103) / 48,72 = 227797,414 Н·мм
T3 = P3 / w3 = (10393,388 · 103) / 19,488 = 533322,455 Н·мм
По таблице П. 1 (см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160S4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=15 кВт и скольжением 2,3% (ГОСТ 19523–81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1465,5 об/мин.
Передаточные числа и КПД передач
Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах
2. Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8) · dвала = 1,5 · 50 = 75 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 0,8 · 50 = 40 мм = 50 мм.
5.4 Цилиндрическое колесо 2-й передачи
Диаметр ступицы: dступ = (1,5…1,8) · dвала = 1,5 · 65 = 97,5 мм. = 98 мм.
Длина ступицы: Lступ = (0,8…1,5) · dвала = 1 · 65 = 65 мм
Толщина обода: dо = (2,5…4) · mn = 2,5 · 2 = 5 мм.
Так как толщина обода должна быть не менее 8 мм, то принимаем dо = 8 мм.
где mn = 2 мм – модуль нормальный.
Толщина диска: С = (0,2…0,3) · b2 = 0,2 · 45 = 9 мм
где b2 = 45 мм – ширина зубчатого венца.
Толщина рёбер: s = 0,8 · C = 0,8 · 9 = 7,2 мм = 7 мм.
Внутренний диаметр обода:
Dобода = Da2 – 2 · (2 · mn + do) = 262 – 2 · (2 · 2 + 8) = 238 мм
Диаметр центровой окружности:
DC отв. = 0,5 · (Doбода + dступ.) = 0,5 · (238 + 98) = 168 мм = 169 мм
где Doбода = 238 мм – внутренний диаметр обода.
Диаметр отверстий: Dотв. = Doбода – dступ.) / 4 = (238 – 98) / 4 = 35 мм
Фаска: n = 0,5 · mn = 0,5 · 2 = 1 мм
6. Выбор муфт
6.1 Выбор муфты на входном валу привода
Так как нет необходимости в больших компенсирующих способностях муфт и, в процессе монтажа и эксплуатации соблюдается достаточная соосность валов, то возможен подбор муфты упругой с резиновой звёздочкой. Муфты обладают большой радиальной, угловой и осевой жёсткостью. Выбор муфты упругой с резиновой звёздочкой производится в зависимости от диаметров соединяемых валов, расчётного передаваемого крутящего момента и максимально допустимой частоты вращения вала. Диаметры соединяемых валов:
d (эл. двиг.) = 42 мм;
d (1-го вала) = 36 мм;
Передаваемый крутящий момент через муфту:
T = 74,921 Н·м
Расчётный передаваемый крутящий момент через муфту:
Tр = kр · T = 1,5 · 74,921 = 112,381 Н·м
здесь kр = 1,5 – коэффициент, учитывающий условия эксплуатации; значения его приведены в таблице 11.3 .
Частота вращения муфты:
n = 1465,5 об./мин.
Выбираем муфту упругую с резиновой звёздочкой 250–42–1–36–1-У3 ГОСТ 14084–93 (по табл. К23 ) Для расчётного момента более 16 Н·м число «лучей» звёздочки будет 6.
Радиальная сила, с которой муфта упругая со звёздочкой действует на вал, равна:
Fм = СDr · Dr,
где: СDr = 1320 Н/мм – радиальная жёсткость данной муфты; Dr = 0,4 мм – радиальное смещение. Тогда:
Крутящий момент на валу Tкр. = 227797,414 H·мм.
2 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 50 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 14 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 5,5 мм.
sv = Mизг. / Wнетто = 256626,659 / 9222,261 = 27,827 МПа,
3,142 · 503 / 32 – 14 · 5,5 · (50 – 5,5) 2/ 50 = 9222,261 мм 3 ,
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 502 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 ;
– es = 0,85 – находим по таблице 8.8 ;
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,85 · 0,97)) · 27,827 + 0,2 · 0) = 5,521.
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 21494,108 = 5,299 МПа,
3,142 · 503 / 16 – 14 · 5,5 · (50 – 5,5) 2/ 50 = 21494,108 мм 3 ,
где b=14 мм – ширина шпоночного паза; t1=5,5 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 ;
– et = 0,73 – находим по таблице 8.8 ;
St = 194,532 / ((1,7 / (0,73 · 0,97)) · 5,299 + 0,1 · 5,299) = 14,68.
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 5,521 · 14,68 / (5,5212 + 14,682) 1/2 = 5,168
3 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 16 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 6 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 187629,063 / 12142,991 = 15,452 МПа,
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 553 / 32 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ 55 = 12142,991 мм 3 ,
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 ;
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 ;
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 15,452 + 0,2 · 0) = 9,592.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 227797,414 / 28476,818 = 4 МПа,
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 553 / 16 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ 55 = 28476,818 мм 3 ,
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 .
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 ;
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 4 + 0,1 · 4) = 18,679.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 9,592 · 18,679 / (9,5922 + 18,6792) 1/2 = 8,533
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
12.3 Расчёт 3-го вала
Крутящий момент на валу Tкр. = 533322,455 H·мм.
Для данного вала выбран материал: сталь 45. Для этого материала:
– предел прочности sb = 780 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба
s-1 = 0,43 · sb = 0,43 · 780 = 335,4 МПа;
– предел выносливости стали при симметричном цикле кручения
t-1 = 0,58 · s-1 = 0,58 · 335,4 = 194,532 МПа.
1 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 55 мм. Это сечение при передаче вращающего момента через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 30572,237 = 8,722 МПа,
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 553 / 16 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 30572,237 мм 3
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 .
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 ;
– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 ;
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 8,722 + 0,1 · 8,722) = 8,566.
Радиальная сила муфты, действующая на вал, найдена в разделе «Выбор муфт» и равна Fмуфт. = 225 Н. Приняв у вала длину посадочной части равной длине l = 225 мм, Находим изгибающий момент в сечении:
Mизг. = Tмуфт. · l / 2 = 2160 · 225 / 2 = 243000 Н·мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 73028,93 / 14238,409 = 17,067 МПа,
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ (2 · D) =
3,142 · 553 / 32 – 16 · 6 · (55 – 6) 2/ (2 · 55) = 14238,409 мм 3 ,
где b=16 мм – ширина шпоночного паза; t1=6 мм – глубина шпоночного паза;
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 552 / 4) = 0 МПа, где
Fa = 0 МПа – продольная сила в сечении,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 ;
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 ;
– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 ;
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 17,067 + 0,2 · 0) = 8,684.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 8,684 · 8,566 / (8,6842 + 8,5662) 1/2 = 6,098
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
2 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 60 мм. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 ).
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 280800 / 21205,75 = 13,242 МПа,
Wнетто = p · D3 / 32 = 3,142 · 603 / 32 = 21205,75 мм 3
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 602 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 ;
– ks/es = 3,102 – находим по таблице 8.7 ;
Ss = 335,4 / ((3,102 / 0,97) · 13,242 + 0,2 · 0) = 7,92.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 42411,501 = 6,287 МПа,
Wк нетто = p · D3 / 16 = 3,142 · 603 / 16 = 42411,501 мм 3
– yt = 0.1 – см. стр. 166 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 .
– kt/et = 2,202 – находим по таблице 8.7 ;
St = 194,532 / ((2,202 / 0,97) · 6,287 + 0,1 · 6,287) = 13,055.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,92 · 13,055 / (7,922 + 13,0552) 1/2 = 6,771
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
3 сечение
Диаметр вала в данном сечении D = 65 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием двух шпоночных канавок. Ширина шпоночной канавки b = 18 мм, глубина шпоночной канавки t1 = 7 мм.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:
Ss = s-1 / ((ks / (es · b)) · sv + ys · sm), где:
– амплитуда цикла нормальных напряжений:
sv = Mизг. / Wнетто = 392181,848 / 20440,262 = 19,187 МПа,
Wнетто = p · D3 / 32 – b · t1 · (D – t1) 2/ D = 3,142 · 653 / 32 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 20440,262 мм 3 ,
– среднее напряжение цикла нормальных напряжений:
sm = Fa / (p · D2 / 4) = 0 / (3,142 · 652 / 4) = 0 МПа, Fa = 0 МПа – продольная сила,
– ys = 0,2 – см. стр. 164 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 ;
– ks = 1,8 – находим по таблице 8.5 ;
– es = 0,82 – находим по таблице 8.8 ;
Ss = 335,4 / ((1,8 / (0,82 · 0,97)) · 19,187 + 0,2 · 0) = 7,724.
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
St = t-1 / ((k t / (et · b)) · tv + yt · tm), где:
– амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:
tv = tm = tmax / 2 = 0,5 · Tкр. / Wк нетто = 0,5 · 533322,455 / 47401,508 = 5,626 МПа,
Wк нетто = p · D3 / 16 – b · t1 · (D – t1) 2/ D =
3,142 · 653 / 16 – 18 · 7 · (65 – 7) 2/ 65 = 47401,508 мм 3 ,
где b=18 мм – ширина шпоночного паза; t1=7 мм – глубина шпоночного паза;
– yt = 0.1 – см. стр. 166 ;
– b = 0.97 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, см. стр. 162 .
– kt = 1,7 – находим по таблице 8.5 ;
– et = 0,7 – находим по таблице 8.8 ;
St = 194,532 / ((1,7 / (0,7 · 0,97)) · 5,626 + 0,1 · 5,626) = 13,28.
Результирующий коэффициент запаса прочности:
S = Ss · St / (Ss2 + St2) 1/2 = 7,724 · 13,28 / (7,7242 + 13,282) 1/2 = 6,677
Расчётное значение получилось больше минимально допустимого [S] = 2,5. Сечение проходит по прочности.
13. Тепловой расчёт редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 0,73 мм 2 (здесь учитывалась также площадь днища, потому что конструкция опорных лап обеспечивает циркуляцию воздуха около днища).
По формуле 10.1 условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Dt = tм – tв = Pтр · (1 – h) / (Kt · A) £ ,
где Ртр = 11,851 кВт – требуемая мощность для работы привода; tм – температура масла; tв – температура воздуха.
Считаем, что обеспечивается нормальная циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплоотдачи Kt = 15 Вт/(м2·oC). Тогда:
Dt = 11851 · (1 – 0,886) / (15 · 0,73) = 123,38o > ,
где = 50oС – допускаемый перепад температур.
Для уменьшения Dt следует соответственно увеличить теплоотдающую поверхность корпуса редуктора пропорционально отношению:
Dt / = 123,38 / 50 = 2,468, сделав корпус ребристым.
14. Выбор сорта масла
Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10–20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности:
V = 0,25 · 11,851 = 2,963 дм3.
По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 515,268 МПа и скорости v = 2,485 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 30 · 10–6 м/с2. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И-30А (по ГОСТ 20799–75*).
Выбираем для подшипников качения пластичную смазку УТ-1 по ГОСТ 1957–73 (см. табл. 9.14 ). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.
15. Выбор посадок
Посадки элементов передач на валы – Н7/р6, что по СТ СЭВ 144–75 соответствует легкопрессовой посадке.
Посадки муфт на валы редуктора – Н8/h8.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Остальные посадки назначаем, пользуясь данными таблицы 8.11 .
16. Технология сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.
На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазеудерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80–100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После этого в подшипниковые камеры закладывают смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами. Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
Заключение
При выполнении курсового проекта по «Деталям машин» были закреплены знания, полученные за прошедший период обучения в таких дисциплинах как: теоретическая механика, сопротивление материалов, материаловедение.
Целью данного проекта является проектирование привода цепного конвейера, который состоит как из простых стандартных деталей, так и из деталей, форма и размеры которых определяются на основе конструкторских, технологических, экономических и других нормативов.
В ходе решения поставленной передо мной задачей, была освоена методика выбора элементов привода, получены навыки проектирования, позволяющие обеспечить необходимый технический уровень, надежность и долгий срок службы механизма.
Опыт и навыки, полученные в ходе выполнения курсового проекта, будут востребованы при выполнении, как курсовых проектов, так и дипломного проекта.
Можно отметить, что спроектированный редуктор обладает хорошими свойствами по всем показателям.
По результатам расчета на контактную выносливость действующие напряжения в зацеплении меньше допускаемых напряжений.
По результатам расчета по напряжениям изгиба действующие напряжения изгиба меньше допускаемых напряжений.
Расчет вала показал, что запас прочности больше допускаемого.
Необходимая динамическая грузоподъемность подшипников качения меньше паспортной.
При расчете был выбран электродвигатель, который удовлетворяет заданные требования.
Список использованной литературы
1. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич Г.М., Козинцов В.П. "Курсовое проектирование деталей машин": Учебное пособие для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. "Конструирование узлов и деталей машин", М.: Издательский центр "Академия", 2003 г., 496 c.
3. Шейнблит А.Е. "Курсовое проектирование деталей машин": Учебное пособие, изд. 2-е перераб. и доп. – Калининград: "Янтарный сказ", 2004 г., 454 c.: ил., черт. – Б.ц.
4. Березовский Ю.Н., Чернилевский Д.В., Петров М.С. "Детали машин", М.: Машиностроение, 1983 г., 384 c.
5. Боков В.Н., Чернилевский Д.В., Будько П.П. "Детали машин: Атлас конструкций. М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.
6. Гузенков П.Г., "Детали машин". 4-е изд. М.: Высшая школа, 1986 г., 360 с.
7. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Р. Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.
8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.
9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. "Расчеты деталей машин", 3-е изд. – Минск: Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.
10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., «Детали машин» 3-е изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.
11. "Мотор-редукторы и редукторы": Каталог. М.: Изд-во стандартов, 1978 г., 311 c.
12. Перель Л.Я. "Подшипники качения". M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.
13. "Подшипники качения": Справочник-каталог / Под ред. Р.В. Коросташевского и В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.
Описание программы
 |
 |
 |
 |
 |
|
 |
 |
 |
Программа написана в Exsel, очень проста в пользовании и в освоении. Расчет производится по методике Чернаского
.
1. Исходные данные:
1.1. Допускаемое контактное напряжение, Мпа
;
1.2. Принятое передаточное отношение, U
;
1.3.
Вращающий момент на валу шестерни t1, кН*мм
;
1.4. Вращающий момент на валу колеса t2, кН*мм
;
1.5. Коэффициент;
1.6. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
2. Стандартный окружной модуль, мм
:
2.1. допустимое мин;
2.2. Допустимое макс;
2.3 Принимаемое по ГОСТ.
3. Расчет количество зубьев
:
3.1. Принятое передаточное отношение, u;
3.2. Принятое межосевое расстояние, мм;
3.3. Принятый модуль зацепления;
3.4. Количество зубьев шестерни (принятое);
3.5.
Количество зубьев колеса (принятое).
4. Расчет диаметров колес
;
4.1. Расчет делительных диаметров шестерни и колеса, мм;
4.2.
Расчет диаметров вершин зубьев, мм.
5. Расчет прочих параметров:
5.1. Расчет ширины шестерни и колеса, мм;
5.2. Окружная скорость шестерни.
6. Проверка контактных напряжений
;
6.1. Расчет контактных напряжений, Мпа;
6.2. Сравнение с допустимым контактным напряжением.
7. Силы в зацеплении;
7.1. Расчет окружной силы, Н;
7.2. Расчет радиальной силы, Н;
7.3. Эквивалентное число зубьев;
8. Допустимое напряжение изгиба
:
8.1. Выбор материала шестерни и колеса;
8.2. Расчет допустимого напряжения
9. Проверка по напряжениям изгиба;
9.1. Расчет напряжения изгиба шестерни и колеса;
9.2. Выполнения условий.
Прямозубая цилиндрическая передача является самой распространенной механической передачей с непосредственным контактом. Прямозубая передача менее вынослива, чем другие подобные и менее долговечна. В такой передаче при работе нагружается только один зуб, а также создается вибрация при работе механизма. За счет этого использовать такую передачу при больших скоростях невозможно и нецелесообразно. Срок службы прямозубой цилиндрической передачи гораздо ниже, чем других зубчатых передач (косозубых, шевронные, криволинейные и т.д.). Основными преимуществами такой передачи являются легкость изготовления и отсутствие осевой силы в опорах, что снижает сложность опор редуктора, а соответственно, снижает стоимость самого редуктора.
