Глава3. Подбор редуктора из стандартного ряда

Редукторы для приводов стационарных машин с-х назначения выбирают по каталогам в зависимости от величины передаваемой мощности Р, крутящего момента на тихоходном валу Ттих., передаточного числа Uред и схемы компоновки привода.

К∙ Ттих ≤ Т н тих, (3.1)

где К - коэффициент запаса;

Uред - передаточное число редуктора;

Р - передаваемая мощность.

Крутящий момент на тихоходном валу редуктора Ттих=904 Нм, передаточное число редуктора Uред = 4, 5 передаваемая мощность Р = 16, 1кВт.

Выбираем редуктор типа ЦУ из стандартного ряда.

1, 2∙ Ттих = 1, 2 ∙ 904 = 1084, 8 Нм ≥ 1250 Нм.

В соответствии с кинематической схемой привода по каталогу (табл.П.3) выбираем редуктор 1ЦУ-160 с номинальным моментом на тихоходном валу Тн тих = 1250 Нм; Uред = 4, 0; вариант сборки 12. Обозначение редуктора:

Редуктор 1ЦУ-160-4, 0

Глава 4.ВЫБОР МУФТЫ

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и проверяют по величине расчетного крутящего момента. При этом должно соблюдаться условие:

Тр =К∙ Тном ≤ [Т ], (4.1)

где Тном - крутящий момент на валу, Нм;

К - коэффициент динамичности,

[Т ] - предельное значение момента муфты, Нм.

К = 1, 2.

Т_раб = 1, 2 ∙ 904 = 1084, 8 Нм ≤ 2000 Нм

Таким образом выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 2000-65-2.1 ГОСТ 20742-81

[Т] = 2000 Нм, d = 65 мм(табл.П.25.)

Глава 5. РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Выполним расчет зубчатой передачи одноступенчатого цилиндрического косозубого одноступенчатого редуктора 1ЦУ-160-4, 0

Исходные данные для расчета: крутящий момент на тихоходном валу редуктора Ттих = 904Нм, частота вращения тихоходного вала nтих = 82 об∕ мин,

передаточное число редуктора Uред = 4, 0

1.Определяем основные параметры цилиндрической передачи

Ширина зубчатого венца

b _w = Ψ _ва ∙ a_{w (5.1)}

Ψ _ва - коэф. относительной ширины при симметричном расположении колес относительно опор, равен 0, 4....0, 5

b _w =0, 4∙ 160=64мм

Уточняем по ГОСТ- 65мм

Ширина зубчатого венца колеса

b _{w 2}= b _w =65 мм

Ширина зубчатого венца шестерни

b _{w 1}= b _{w 2}+3...5мм=70мм

2.Модуль в нормальном сечении

m_n=(0, 01…0, 02) ∙ a_w≥ 2 мм (5.2)

m_n =(0, 01…0, 02) ∙ 160=3, 2мм

По ГОСТ 9563-80 принимаем m_n =3, 5 мм

3.Суммарное число зубьев

Z=2 a_w ∙ cosB/ m_n =2∙ 160∙ 0.9781/3, 5=89, 4 (5.3)

По рекомендациям п.3 назначаем угол наклона зубьев В=12̊

Окончательно принимаем ближайшее целое число Z=89

Уточняем значение угла В

cosB=Z∙ m_n /2 a_w =89∙ 3, 5/2∙ 160=0, 9734; B=arcos0, 9734=13, 24 (5.4)

число зубьев шестерни

Z1=z/(Uтих +1) = 89/(2+1)=29, 6=30 (5.5)

Принимаем Z1=30

Число зубьев колеса

Z₂=Z-Z₁=89-30=59 (5.6)

4.Диаметр делительных окружностей зубчатых колес

Dw1= m_n ∙ Z1/cosB=3, 5∙ 30/0, 9734=107, 9 мм=108 мм (5.7)

Dw2= m_n ∙ Z2/cosB=3, 5∙ 59/0, 9734=212 мм (5.8)

Проверка: полусумма диаметров делительных окружностей должна быть ровна межосевому расстоянию с точностью до 0, 01 мм.

Dw=(Dw1+Dw2)/2=(108+212)/2=160 мм (5.9)

Диаметры окружностей вершин зубьев:

Dd3= Dw1+2 m_n =108+2∙ 3, 5=115 мм (5.10)

Dd4= Dw2+2 m_n =212+2∙ 3, 5=219 мм (5.11)

Диаметры окружностей впадин зубьев:

Df3= Dw1-2, 5m_n =108-8, 75=99, 25 мм (5.12)

Df4= Dw2-2, 5m_n =212-8, 75=203, 25 мм (5.13)

5. Определим силы в зацеплении:

Окружная

Ft=2 ∙ T4/ Dw2=2∙ 904∙ 10^3/212=8528, 3 Н (5.14)

Радиальная

Fr= Ft ∙ tgl /cosB=8528∙ 0, 364/0, 9734=3189 мм (5.15)

Осевая

FА1 = - FA1 = Ft ∙ tgB = 8528∙ 0, 235=2004 H. (5.16)