1.    Кинематические расчеты

Выбор двигателя [1]

Общий КПД привода:

η = η_ред · η_м

η_ред – КПД редуктора.

η_ред = η_зп²

η_зп = 0,96…0,98; принимаем  η_зп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи;

η_ред = 0,97² = 0,941

η_м = 0,98 – КПД муфты.

η = 0,941 · 0,98 = 0,922

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р₃/ η = 2/0,922 = 2,17 кВт.

Р₃ – мощность на ведомом валу редуктора.

Частота вращения ведомого вала редуктора [3]:

n₃ = 160 об/мин.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР90L4

P_дв = 2,2 кВт; n_дв = 1395 об/мин.

Передаточное число редуктора [4]:

U = U_Б · U_Т = n_дв / n₃ = 1395/160 = 8,7

U_Б – передаточное число быстроходной ступени редуктора;

U_Т – передаточное число тихоходной ступени редуктора;

Примем: U_Б = 3,55; U_Т = 2,5.

Частота вращения валов:

n₁ = n_дв = 1395 об/мин;

n₂ = n₁ / U_Б = 1395 / 3,55 = 393 об/мин;

n₃ = 160 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω₁ = πn₁ / 30 = 3,14 · 1395 / 30 = 146,5 рад/с;

ω₂ = πn₂ / 30 = 3,14 · 393 / 30 = 41,3 рад/с;

ω₃ =  πn₃ / 30 = 3,14 · 160 / 30 = 16,8 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Т_дв = Р_дв / ω ₁ = 2,2 / 146,5 = 0,015 кН·м = 15 Н·м;

Т₁ =  Т_дв · η_м =  0,015 · 0,98 = 0,0148 кН·м = 14,8 Н·м;

Т₂=  Т₁ · U_Б · η_зп =  0,0148 · 3,55 · 0,97 = 0,051 кН·м = 51 Н·м;

Т₃=  Т₂ · U_Т · η_зп =  0,051 · 2,5 · 0,97 = 0,123 кН·м = 123 Н·м;

2. Материалы зубчатых колес. Расчет допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [2] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_т = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁;

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_т = 650 МПа; τ = 380 МПа.    

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [2]:

[σ]_H1 = 2HB_CP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа

[σ]_H2 = 2HB_CP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа

[σ]_F1 = 1,75HB_CP1 = 285,5 · 1,75 = 500 МПа

[σ]_F2 = 1,75HB_CP2 = 248,5 · 1,75 = 435 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем:

- для быстроходной ступени:

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 + [σ]_H2) = 544 МПа.

• для тихоходной ступени:

[σ]_H = 567 МПа.

3. Расчет быстроходной ступени редуктора

U = 3,55

Межосевое расстояние:

α_ω = К_α(U + 1)  = 430 · (3,55 + 1)  = 68,2 мм.

К_α = 430 – для косозубых передач [3].

Ψ_ba = 0,4.

Примем: К_Н = К_Нβ

Ψ_bd = 0,5Ψ_ba (U + 1) = 0,5 · 0,4 · (3,55+1) = 0,91

По Ψ_bd = 0,91 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем: К_Нβ = 1,24.

Принимаем α_ω = 80 мм (учитывая размеры подшипников).

Модуль зацепления:

m = (0,01-0,02) α_ω = 0,8 – 1,6 мм, принимаем m = 1 мм.

Ширина колеса:

b₂ = ψ_ва · α_ω = 0,4 · 80 = 32 мм

b₁ = b₂ + 5 = 32 + 5 = 37 мм – ширина шестерни.

Минимальный угол наклона зубьев:

β_min = arcsin = arcsin = 6,3°

При β = β_min сумма чисел зубьев:

 z_c = z₁ + z₂ = (2α_ω/m)cos β_min = (2 · 80/1)cos 6,3°= 159,0

Округляем до целого: z_c = 159

Угол наклона зубьев:

β = arccos = arccos = 6,41°,

при нем z_c = (2 · 80/1)cos 6,41° = 159

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c / (U + 1) = 159 / (3,55 + 1) ≈ 35

1. С.А. Чернавский и др. – Курсовое проектирование деталей машин, Москва, «Машиностроение», 1988 г.

2. П.Ф. Дунаев, С.П.Леликов – Конструирование узлов и деталей машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.

3. М.Н. Иванов – Детали машин, Москва, «Высшая школа», 1998 г.
4. А.Е. Шейнблит – Курсовое проектирование деталей машин, Калининград, «Янтарный сказ», 2002 г.