Допускаемые контактные напряжения. Назначение и применение редуктора

Назначение и применение редуктора

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатой или червячной передачи, выполненный в виде отдельного агрегата и предназначенный для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента.

Редуктор состоит из литого корпуса, в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируем по заданной нагрузке без указания конкретного назначения.

При проектировании редуктора мною выполнены все расчеты на прочность, использованы ГОСТы, учебная и справочная литература.

Выбор электродвигателя

Принимаем КПД пары цилиндрических зубчатых колес η_з = 0,97, коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения η_n = 0,99

[2,т.1.1 с.5]

Общий КПД привода: η = η_з · η_n ² = 0,97 ∙ 0,99² = 0,95

Требуемая мощность двигателя: Р_тр = Р₂/η = 8,0/0,95 = 8,94 КВт

Принимаем передаточное число зубчатой передачи: u = 3 [2, с. 7]

Требуемая частота вращения двигателя: n_дв = об/мин

По [2, П1. с. 390] выбираем электродвигатель асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый (ГОСТ 19523-81) 4А132М4; Р_дв = 11 кВт; S =2,8 %;

n_дв = 1500 об/мин

Номинальная частота вращения:

n_дв = n_дв – 2,8% ₌ 1500 – 28 = 1472 об/мин

Кинематический и силовой расчет

Частоты вращения и угловые скорости валов

Ведущий вал	n1 =1472 об/мин
Ведомый вал

Вращающие моменты:

¾ На валу шестерни

¾ На валу колеса

Уточняем передаточное число:

Принимаем u = 4

Расчет передачи

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками

[1, т. 44, с.97]

Для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 190; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, НВ 170.

Допускаемые контактные напряжения

[2, т. 3.9, с.33]

Где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов

[2, т. 3.2, с.34]

– коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации редуктора ; коэффициент безопасности

[2, с.33]

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

¾ Для шестерни

¾ Для колеса

Принимаем расчетное допускаемое напряжение:

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

[2, т. 3.7, с.32]

Где для шевронных колес K_a = 49,5

= 1 [2, с.32]

= 0,25 [2, с.33]

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 = 160мм

[2, с.36]

Нормальный модуль зацепления:

m = ( 0,01 ÷ 0,02) ∙ а_ω = 1,6 ÷ 3,6 мм

Принимаем по ГОСТ 9563 – 60

m = 2,5 мм [2, с.36]

Определяем суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Уточняем передаточное число:

Проверяем межосевое расстояние:

Основные размеры шестерни и колес:

Диаметр вершин зубьев:

d_а1= d₁ + 2 m = 77,5 + 2 ∙ 2,5 = 82,5 мм

d_а2= d₂ + 2 m = 242,5 + 2 ∙ 2,5= 247,5 мм

диаметры впадин:

d_f1= d₁ - 2,5 m = 77,5 - 2,5 ∙ 2,5 = 71,25 мм

d_f2= d₂ - 2,5 m = 242,5 - 2,5 ∙ 2,5 = 236,25 мм

Ширина колеса:

b₂ = Ψ_bа ∙ а_ω = ∙ 0,25 ∙ 160 = 40 мм

Ширина венца шестерни принимается конструктивно на 5 мм больше венца колеса

b₁ = b₂ + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость:

При такой скорости для шевронных колес принимаем 8-ю степень точности

[2, с.32]

Коэффициент нагрузки:

Где [2, т. 3.5, с.39]

[2, т. 3.4, с.39]

[2, т. 3.6, с.40]

Проверяем контактные напряжения

Перегрузка составляет 0,12% при допускаемой 15%

Силы в зацеплении

[2, т. 8.3; 8.4, с.158]

Окружная:

Радиальная:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

[2, т. 3.25, с.46]

Где – коэффициент нагрузки [2, с.42]

[2, т. 3.7 с.43]

[2, т. 3.8 с.43]

[2, с.45]

[2, т. 3.9, с.45]

[2, т. 3.9, с.45]