Цилиндрический редуктор

      Содержание

1.Техническое  задание …………………….…………………………......………4

2. Выбор электродвигателя………………..…………………………….…....….5

3. Кинематический  расчет………………………………………………….....….7

4. Расчет зубчатых  колес редуктора……………………………………….....….8

4.1. Выбор материала  для зубчатых колес………………………………....……8

4.2. Расчет допускаемых  контактных напряжений [sH]…………………....….8

4.3. Расчет допускаемых  напряжений изгиба [sF]………………………....…..9

5. Расчет геометрических  параметров цилиндрической передачи...................11

6. Расчет геометрических параметров конической передачи...........................14

7. Проектный расчет валов…………………………………………………..….17

8.Конструктивные размеры корпуса редуктора………………………….……19

9. Расчет долговечности  подшипников и проверка диаметра  вала..................20

10.Расчет валов  на статическую прочность и  выносливость...........................23

11. Проверка прочности шпоночных соединений.............................................25

12. Расчет посадки  с натягом…………………………………………………...27

12. Выбор сорта масла..........................................................................................29

13. Список литературы.........................................................................................30 
 
 
 

      1.Техническое задание

    Расчет  и проектирование электромеханического привода.

    Исходные  данные:

1. Момент на исполнительном механизме T=120Н*м
2. Угловая скорость на исполнительном механизме
3. Диаметр барабана D=0,23м

    

                                    Рис.1. Кинематическая схема привода 

    1 –  Электродвигатель

    2 –  Муфта упругая

    3 –  Одноступенчатый редуктор с косозубой  цилиндрической передачей

    4 –  Открытая прямозубая цилиндрическая передача

    5 –  Исполнительный механизм с диаметром  D 
 
 
 
 
 
 
 

    2. Выбор электродвигателя и передаточных отношений привода

    Найдем  частоту вращения исполнительного  органа 

    

    Выберем по справочнику электродвигатели с  частотами вращения: 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин.

    Вычислим  нужные передаточные отношения привода для обеспечения необходимой частоты вращения рабочего органа для каждого из             двигателей:

     ;

      ;

    Подберем  передаточные отношения цилиндрической и конической передачи из стандартного ряда так, чтобы они соответствовали нужному передаточному отношению привода в целом. Результаты представлены в таблице 1.  

    Таблица.1. Передаточные отношения привода

    Выбираем  двигатель с синхронной частотой 3000 об/мин, так как требуемое и реальное передаточные отношения ближе друг к другу, следовательно ошибка по частоте вращения рабочего органа меньше. Выбранные передаточные отношения передач лежат в рекомендуемых пределах.

    

    Определим скорость исполнительного органа для  рассчитанного передаточного отношения: .

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

, условие точности выполняется  т.к.  .

КПД привода  можно определить по формуле: , где 

  -  КПД цилиндрической передачи открытой и закрытой, трех пар подшипников и муфты соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий  требованиям: 4А90L2 мощностью 3кВт

 

3. Кинематический расчет

Расчет проведем начиная от вала двигателя, а не от заданного момента на исполнительном механизме, таким образом осуществив проверку проведенных расчетов.

    Момент  на первом валу (вал электродвигателя): , где - мощность двигателя;

    (n – частота вращения двигателя).

    

    Момент  на втором валу(вал колеса открытой цилиндрической передачи):

    Момент  на третьем валу:

    

    Момент  на четвертом валу:

     

    Скорости  на валах:

Скорость первого вала:

;

Скорость второго и третьего валов:

;

Скорость вращения четвертого вала:

;  
 
 

     

     

     4. Расчет допускаемых напряжений

    4.1. Выбор материала  для зубчатых колес

    Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, применим для изготовления передачи сталь 40Х. Для шестерни и колеса применим одну и ту же марку стали с различной обработкой. По таблице 3.3.[4] принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ270, для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ240.

    4.2. Расчет допускаемых  контактных напряжений [s_H]

    Цилиндрическая  передача закрытая

    Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

    Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

    s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,15, K_HL- коэффициент долговечности.

    Рассчитаем  предел усталостной прочности:

    для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 250,

    для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 220.

    σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·250 + 70 =570 МПа;

    σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·220 + 70 = 510 МПа.

    Коэффициент долговечности K_HL =1 при длительной эксплуатации

    Для шестерни:

    

    Для колеса:

      

    Цилиндрическая  передача открытая:

    Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

    Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

    s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,15, K_HL- коэффициент долговечности.

    Рассчитаем  предел усталостной прочности:

    для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 290,

    для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 260.

    σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·290 + 70 = 650 МПа;

    σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·260 + 70 =590 МПа.

    Коэффициент долговечности K_HL =1 при длительной эксплуатации

    Для шестерни:

    

    Для колеса:

    

    

    4.3. Расчет допускаемых  напряжений изгиба [s_F]

    Цилиндрическая передача закрытая:

    Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 40Х улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]^’_F*[n]_F’’. По таблице 3.9. [1] [n]^’_F=1,75;

для поковок  и штамповок [n]_F’’=1, следовательно [n]_F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

    Цилиндрическая  передача открытая:

    Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 40Х улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни:

Для колеса:

Коэффициент запаса прочности [n]_F=[n]^’_F*[n]_F’’. По таблице 3.9. [1] [n]^’_F=1,75;

для поковок  и штамповок [n]_F’’=1, следовательно [n]_F=1.75*1=1.75

Рассчитаем допускаемые  напряжения изгиба:

Для шестерни:

Для колеса:

    5. Расчет геометрических параметров закрытой

      цилиндрической передачи

    Межосевое расстояние :

,

где u_цп  = 4 – передаточное отношение ступени;