Для данной работы я выбрал электродвигатель из приложения 15.1, с помощью частоты вращения и номинальной мощности.

Электродвигатель - 4А90S6КУЗ,

Номинальная мощность: N₁=0,75 кВт,

Частота вращения: n₁=1000 об/мин,

Передаточное отношение: u=4,5,

Наработка редуктора: L=6000 ч,

Определяем угловую скорость входного вала:

рад/сек.

Определяем частоту вращения входного вала:

об/мин.

Определяем угловую скорость выходного вала:

рад/сек.

Определяем крутящие моменты соответственно на входном и выходном валах, Н*мм:

Н*мм,

Н*мм,

где N₁ - мощность выбранного электродвигателя;

- КПД мотор-редуктора

где - соответственно КПД зубчатой передачи и подшипникового узла.

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес и в особенности для зубчатых колес высоконагруженных задач. Стали, рекомендуемые для зубчатых колес, виды их термообработки и механические характеристики приведены в приложение 1[1].

Объемная закалка - наиболее простой способ получение высокой твердости зубьев. При этом зуб становится твердым по всему объему. Для объемной закалки используют углеродистые и легированные стали со средним содержанием углерода 0,35…0,5% (стали 40, 40Х, 40ХН и т.д.). Твердость на поверхности зуба 45…55 HRC.

Недостатки объемной закалки: коробление зубьев и необходимость последующих отделочных операций, понижение изгибной прочности при ударных нагрузках (материал приобретает хрупкость); ограничение размеров заготовок, которые могут воспринимать объемную закалку (см. в приложении 1[1]).

Выбираем недорогую легированную сталь 45, назначаем термообработку для колеса (улучшение):

.

Для выбранного материала определяем характеристику долговечности.

Число циклов нагружения для шестерни и колеса:

где - наработка в часах; , - соответственно частота вращения шестерни и колеса.

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба.

Коэффициент долговечности по контактным напряжениям для шестерни и колеса:

где - коэффициент эквивалентности по контактным напряжениям; и - базовые числа циклов контактных напряжений соответственно для шестерни и колеса; - предельное значение коэффициента долговечности: = 2,6 - для зубьев с однородной структурой материала (улучшение). Для длительно работающих передач можно принимать .

Коэффициент долговечности по изгибным напряжениям для зуба колеса (менее прочного):

где - коэффициент эквивалентности по изгибу; - базовое число циклов изгибной выносливости зуба колеса; - предельное значение коэффициента долговечности: для зубьев с однородной структурой материала, Для длительно работающих передач можно принимать .

Допускаемые контактные напряжения:

МПа,

МПа,

МПа,

где - - предел контактной выносливости материала; - коэффициент безопасности по контактным напряжениям.

Допускаемое напряжение изгиба:

МПа,

,

где - предел выносливости при изгибе; - коэффициент безопасности по изгибу.

Расчет основных параметров цилиндрической зубчатой передачи.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния, мм:

МПа,

где - вспомогательный коэффициент; u - передаточное отношение; - коэффициент ширины зуба колеса; - расчетный момент на выходном валу; - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки (первоначально принимается )

Определяем ширину колеса и шестерни:

мм,

мм.

Определяем окружную скорость, м/с и назначаем степень точности передачи по ГОСТ 1643-81:

.

Из приложения 4.1[1] степень точности. Степень точности = 6.

Уточняем значения коэффициента нагрузки и крутящего момента на выходном валу, вторично рассчитываем и сравниваем со стандартным:

МПа,

.

Выбор модуля зацепления (нормальный):

мм.

Определяем суммарное число зубьев:

где - угол наклона линии зуба для прямозубых колес, - соответственно число зубьев шестерни и колеса.

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

,

- расчетное передаточное отношение,

.

Определяем расхождение передаточного отношения с заданным:

Уточняем значение межосевого расстояния:

Определяем геометрические размеры зацепления:

· делительные диаметры шестерни и колеса:

мм,

мм,

при этом должно выполнятся условие:

мм.

· диаметры окружностей вершин зубьев:

·

мм,

мм,

редуктор цилиндрический зубчатый передача

(коэффициенты смещения исходного контура).

· диаметры окружностей впадин зубьев:

·

мм,

мм,

.

· высоту головки зуба:

мм.

· высоту ножки зуба:

мм.

Определяем силы действующие в зацеплении:

Н - окружная сила,

- радиальная сила,

- осевая сила.

Проверяем полученные геометрические размеры зацепления на контактную прочность:

· по контактным напряжениям:

·

разница 4%, но не более 5%,

· по максимальным допускаемым контактным напряжениям:

·

Контактные напряжения меньше допускаемых контактных напряжений материала колеса, значит колесо выдержит силу зацепления.

Проверяем значение изгибных напряжений по условию прочности:

где - коэффициент формы зуба, определяемый по числу зубьев колеса; - коэффициент наклона зуба; - коэффициент нагрузки; - коэффициент концентрации; - коэффициент динамичности.

Изгибные напряжения меньше допускаемых напряжений изгиба, значит колесо выдержит силу зацепления.

3. Расчет вала

Валом называют деталь (как правило, гладкой или ступенчатой цилиндрической формы), предназначенную для поддержания установленных на ней шкивов, зубчатых колес, звездочек, катков и т.д., и для передачи вращающего момента.

При работе вал испытывает изгиб и кручение, а в отдельных случаях помимо изгиба и кручения валы могут испытывать деформацию растяжения (сжатия). Некоторые валы не поддерживают вращающиеся детали и работают только на кручение.

3.1 Ориентировочный расчет вала

В ходе выполнения работы по курсовому проектированию рассчитали и спроектировали цилиндрический редуктор с прямозубой передачей. Проверили кинематический расчет в ходе, которого определили КПД мотор-редуктора, крутящие моменты и угловую скорость.

Рассчитывая зубчатые колеса мотор-редуктора, определили число циклов нагружения, коэффициент долговечности по контактным и изгибающим напряжениям, допускаемое контактное напряжение, межосевое расстояние, определили ширину колеса и шестерни, окружную скорость, степень точности, модуль зацепления, число зубов, силы действующие в зацеплении и провели проверку на изгиб и кручения.

Спроектированный редуктор может применяться для привода различных типов рабочих машин - и соответствует всем нормам, предъявляемым к данному типу мотор-редукторов.

Список литературы