Содержание
Введение.............................................................................................................3
Техническое задание.........................................................................................4
1. Расчёт редуктора............................................................................................5
1.1 Кинематический расчёт редуктора..........................................................5
2. Расчёт зубчатых колёс..................................................................................6
2.1 Выбор материала зубчатых колёс............................................................6
2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений......6
2.3 Геометрический расчёт зубчатых колёс..................................................6
3. Эскизная компоновка механизма.................................................................
3.1 Предварительный расчёт валов................................................................
3.2 Подбор подшипников..............................................................................
Введение.
Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или
червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и
служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей
машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо
редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные
передачи.
Назначение редуктора - понижение угловой скорости и,
соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по
сравнению с ведущим. Механизмы для повышения угловой скорости,
выполненные в виде отдельных агрегатов, называют
планетарными механизмами или мультипликаторами. Зубчатые
редукторы имеют широкое применение, особенно в
подъемно-транспортном, металлургическом, химическом
машиностроении, в судостроении и т. д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины,
либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и
передаточному числу без указания конкретного назначения.
Проектируемый привод предполагается эксплуатировать в
закрытом, отапливаемом, вентилируемом, сравнительно чистом
помещении, снабженным подводом переменного трехфазного тока.
Привод предполагается нагружать кратковременно-повторно
с умеренными нагрузками.
1.1 Кинематический расчет редуктора
Подбор электродвигателя
Расчет общего КПД:
ηоб = η 1 * η 2 * η 3 * η 4 * η 5 , где
- η 1 зубчатая цилиндрическая передача =0,96 η 2 планетарная одноступенчатая передача =0,95 η 3 цепная передача =0,92 η 4 муфта соединительная =0,98 η 5 подшипник качения (4 шт.)=(0,99) =0,97
Получаем ηоб =0,8
Определяем мощность двигателя по формуле: Р =Т*w,
где Т=150 [Н*м]; w= 3000 [об/мин]
Получаем 
По таблице 24.8 из учебного пособия (, «Конструирование узлов и деталей машин»)
Подбираем двигаМ2 с асинхронной частотой 2945 [об/мин]
2.1 Выбор материала зубчатых колёс.
Стали в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес.
Рекомендуется в зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбирать одинаковые. При этом, для передач, к размерам, которых не предъявляют высоких требований, следует применять дешевые марки сталей типа 45.
Выбираем материал зубчатых колес (шестерни и колеса). Принимаем сталь 45 с термообработкой – улучшение
По табл. 2.2. принимаем:
Сталь 45 твердость 235…262 НВ (248 НВср)
2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.
Допускаемые контактные напряжения:
= 2*НВ+70=2*200+70=470 МПа
Допускаемые напряжения изгиба:
=1.8*НВ=1.8*200=360 МПа
2.3 Геометрический расчёт зубчатых колёс.
=
= 173 мм - межосевое расстояние,
где 
=450
= 0.45
u = 5 – передаточное число зубчатой передачи
- коэффициент нагрузки
= 150 Н*м – вращающий момент на входном валу
u = 
m = 2.5 мм - торцовый модуль
- число зубьев
= 23
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
* 
* 
= 137 (МПа), где
1
= 
= 5556 (Н) - окружная сила зацепления, где
= 
= 
= 58 – диаметр шестерни
= 3.56 для
= 115 - коэффициент, учитывающий форму зуба при коэффициенте смещения 0.
= 1 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев
= 1 - коэффициент угла наклона
= 
*
= 81 мм
=
расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
Где 
=3,84 при 
= 23 коэффициент, учитывающий форму зуба при коэффициенте смещения 0.
Получаем 
=137*
= 147.7 (МПа)
