Разработка конструкции редуктора и коробки передач (тип электродвигателя - АИР 80В2)

1.КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

1.1.Выбор электродвигателя.

Для того, что бы выбрать электродвигатель нам необходимо определить его мощность и частоту вращения. Требуемою  мощность электродвигателя определяем по следующей формуле: , где  - мощность выходного звена привода (задана в условии),  - общее КПД привода. , где  - КПД конической передачи,  - КПД цилиндрической передачи,  - КПД передачи гибкой связью (цепной передачи),  - КПД подшипников, n-число валов, в нашем случае n=3.

КПД отдельных звеньев кинематической цепи – справочные величины приведенные ниже:

Рассчитаем :  и следовательно,

Теперь определяем частоту вращения вала электродвигателя и передаточные числа кинематических пар редуктора.

Для этого сначала найдем частоту вращения выходного звена: , где  - угловая скорость выходного звена (задана в условии). . Действительная частота вращения вала электродвигателя находится по формуле:    , где  и  - заданные характеристики электродвигателя. Нам необходимо выбрать тип электродвигателя. Берем три типа электродвигателей: АИР 80В2, АИР 90М4, АИР 100Л6. Находим действительную частоту вращения вала каждого из двигателей: 

 - АИР 80В2

 - АИР 90М4

 - АИР 100Л6

Теперь определим U_общ - передаточное число привода необходимое для того что бы на выходном звене получить заданное число оборотов. См таблица 1.

Таблица 1

U_{гибк. св.} принимается в пределах 1.5 – 4. Мы возьмем его равным трем. Передаточное число редуктора находится по формуле: , где U_б – передаточное число быстроходной пары, в нашем случае это коническая пара, ее передаточное число лежит в пределах: 1 – 4 (рекомендуемое). А U_т  - передаточное число тихоходной пары в нашем случае это цилиндрическая пара, ее передаточное число лежит в пределах: 2.5 – 5 (рекомендуемое). Исходя из этого выберем тип электродвигателя, примем АИР 80В2      

1.2. Определение крутящих моментов валов привода и частот вращения.

После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Частоты вращения валов:

Крутящие моменты на валах:

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ.

2.1. Тихоходная пара.

Выберем необходимую твердость колес и вариант термической обработки. Так как мощность электродвигателя не велика возьмем прирабатываемый материал НВ≤350. Примем материал сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость -  HB 235…262.

2.1.1. Расчет по допускаемым напряжениям.

Расчет передачи ведут по допускаемым напряжениям   и , соответствующим длительной контактной и изгибной выносливостям:  и  - пределы выносливостей.  и отсюда находим:

2.1.2. Определение межосевого расстояния.

, где знак «-» (в скобках) для передач внутреннего зацепления; коэффициент  для прямозубых колес.

Коэффициент концентрации нагрузки  принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке , где -начальный коэффициент концентрации нагрузки; – коэффициент режима нагрузки. При типовых режимах нагружения коэффициент принимают: 

Начальный коэффициент концентрации нагрузки  принимаем по     табл. 2.3(Дунаев) в зависимости от коэффициента , где коэффициент  принимают из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор. Мне следует принять . Отсюда  =>  => .

Теперь рассчитаем эквивалентный момент на колесе , где Т₂ – момент на валу колеса в моем случае это момент  и коэффициент долговечности . Здесь: - коэффициент  эквивалентности зависящий от режима нагружения,  - коэффициент циклов, учитывающий различие в числе циклов нагружений зубчатых колес в разных ступенях передач; ,  принимаем равным 0.56 т.к. III режим нагружения.

, где

Отсюда:  

Найдем:  =>

Теперь определим межосевое расстояние:

Вычисленное межосевое расстояние округляем в большую сторону до стандартного значения .

2.1.3. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр ;

Ширина .

2.1.4. Модуль передачи.

Значение модуля рассчитывается по формуле:   и округляем до стандартной величины.

2.1.5. Суммарное число зубьев и угол наклона.

Так как у нас прямозубое зацепление, то угол наклона зубьев колес равен нулю.  

Суммарное число зубьев определяется по следующей формуле: . Полученное значение округляют в меньшую сторону до целого числа.

2.1.6. Число зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни: . Значение z₁ округляют в ближайшую сторону до целого числа. Число зубьев колеса внешнего зацепления .

2.1.7. Фактическое передаточное число.

. Допустимое отклонение от заданного передаточного числа