Кинематическая схема редуктора

Кинематическая  схема редуктора

 

 
 
 
 
 
 

 

 
 

Позиции:

1. Электродвигатель;
2. Плоскоременная передача;
3. Соединительные муфты;
4. Зубчатый редуктор;
5. Исполнительный механизм;

1. Ведущий вал привода и ременной передачи;
2. Ведомый вал ременной передачи;
3. Ведущий вал зубчатой передачи;
4. Ведомый вал зубчатой передачи и привода.

 

Задание на проект:

= 4,2 кВт, = 78 об/мин, тип - K, Т=20000 ч., режим-const. 

 

Содержание 
 
 
 

Введение. 

В курсовом проекте выполнены расчеты:

• Основных кинематических и энергетических параметров привода;
• Проектный и проверочный расчет зубчатых передач;
• Расчет валов;
• Расчет шпоночных соединений;
• Расчет теоретической долговечности подшипниковых опор.

На основе теоретических расчетов выполнены сборочные чертежи редуктора со спецификацией и рабочие чертежи нескольких деталей.

 

1.Выбор электродвигателя; расчет основных кинематических и энергетических параметров

1.1 Расчет мощности электродвигателя

      P_дв  = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма,  P =4,2 кВт;

η_S – суммарный КПД привода,

      η_S =

где - КПД ременной передачи, = 0,97

- КПД зубчатой передачи, =0,98

- КПД одной пары подшипников качения, = 0,99

р – количество пар подшипников качения, р=3

h_S=

Тогда P_дв=4,2 ∕ 0,922=4,55 кВт

1.2 Расчет частоты  вращения вала  электродвигателя

      n_дв = n_IV ∙u_∑ ,

где n_IV – частота вращения ведомого вала привода, n_IV=78 об/мин

u_∑ - суммарное передаточное отношение привода

       ,

где u₁=2…5 – передаточное отношение ременной передачи

u₂=2…5 – передаточное отношение зубчатой передачи 

n_дв=78∙4…78∙25=312…1950 об/мин

Электродвигатель  является стандартным изделием, n_c выбираем из ряда: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин

n_c=1000 об/мин

1.3 Выбор марки электродвигателя, расчет номинальной частоты вращения вала электродвигателя, суммарного передаточного отношения ременной и зубчатой передачи.

Р_н=5,5 кВт

n_c=1000 об/мин

Марка электродвидагеля 4A132S2Y3 [1, с 390, т. П1]

S- скольжение электродвигателя, S=3,3%

Номинальная частота  вращения

      n_H= n_с (1 – ) = 1000 (1-0,033)=967 об/мин

      u_S = n_H / n_IV= 967/78= 12,39

Передаточное  отношение зубчатой передачи и₂ регламентируется стандартом [1, с.36]

и₂=3,55

u₁ =

1.4 Расчет частот вращения валов привода

      n_I=n_H=967 об/мин

      n_II= об/мин

      n_III=n_II=n_I=277,07 об/мин

      n₂=n_IV= об/мин

1.5 Расчет мощностей  и крутящих моментов, передаваемых валами редуктора

     P₁= кВт

   P₂=Р₁∙ ∙ =4,32∙0,98∙0,99= 4,19 кВт

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле 

T_i=9550 .

 T₁= H×м

 T₂ = Н∙м

2. Расчет зубчатой  передачи

2.1 Выбор материалов  и способов термообработки  шестерни и колеса. Расчет допускаемых напряжений.

Выбираем  для шестерни и колеса сталь 45 с  термообработкой улучшения для  шестерни, с нормализацией – для колеса

НВ₁=210  НВ₂=190          [1, c.34, т. 3.3]

2.1.1 Расчет допускаемых контактных напряжения

      [σ_н]=

где i=1 для шестерни, i=2 для колеса;

s_HilimB - предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; Мпа

      s_HilimB =

      s_H1limB = МПа

      s_H2limB= МПа

[S_Hj] - коэффициент безопасности, определяется способом термообработки; [1, с.33]

[S_H]= 1.1..1.2                   S_H= 1.15

K_HLj - коэффициент долговечности;

      K_HLj = 1,

где N_H0j – базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

N_H0j=

N_H01=

N_H02 =

N_HEj – эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

      N_HEj = T_∑ ∙k∙n_i∙60,

  где T_∑ – срок службы зубчатой передачи; T_∑=20000 часов

  k -  коэффициент использования передачи; k=0,8;

n_i – частота вращения  валов редуктора, n₁= 277,07 об/мин, n₂= 78,05 об/мин;

      N_HE1 = 20000∙0,8∙277,07∙60=2,6 ∙10⁸

      N_HE2 = 20000∙0,8∙78,05∙60=0,7 ∙10⁸

Поскольку          

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

[s_H1]= МПа

[s_H2]= МПа

Для косозубой передачи принимается наименьшее из значений, полученных по зависимости

1. [σ_н]=0,45∙([σ_н1]+[σ_н2])= 0,45 (426+391)= 367 Мпа
2. [σ_н]=1,23∙ [σ_нi]_min= 1,23∙391=481 Мпа

[σ_н]=367 Мпа

2.1.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба

         ,

где - предел изгибной выносливости при отнулевом цикле нагружения; МПа

  [1, c. 44, т.3.9]

 МПа

МПа

[S_F] - коэффициент безопасности

      [S_F]= [S_F]΄∙ [S_F]΄΄,

где [S_F]΄ - коэффициент, учитывающий механические свойства и твердость зубьев;

[S_F]΄΄- коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для шестерни или для колеса

[S_F]΄=1,75 [1, с.44, т.3.9]

[S_F]΄΄=1 [1, с.44]

[S_F]=1,75

Допускаемые напряжения изгиба:

 МПа 

 МПа

 МПа

2.2 Расчет параметров  зубчатой передачи

2.2.1 Расчет межосевого  расстояния

       = (u+1) ,

где - коэффициент, учитывающий тип передачи; = 43

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [1, c.32, т. 3.1]

- коэффициент  ширины; = 0,25…0,5=0,4

u – стандартное передаточное отношение, u=u₂=3,55;

T₂ – крутящий момент на валу колеса, Т₂ = 512,7 Н×м

α_w =43∙(3,55+1) =178 мм 

Округлим  до ближайшего большего стандартного значения [1, с. 36] мм.

α_w=180 мм

2.2.2 Расчет ширины  колеса (расчетной ширины зубчатой передачи)

b_w2=b_w=ψ_ba∙ α_w=0,4∙180=72 мм

b_w= 71 мм   [1, с. 36]

2.2.3 Расчет модуля  зацепления

m=(0,01…0,02) α_w=1,8…3,6 мм

Округлим  m до стандартного значения [1, с. 36]: m= 3 мм 

2.2.4 Расчет суммарного числа зубьев шестерни и колеса, угла наклона зуба в косозубой передаче

Z_∑= ,

где β – угол наклона зуба

β= 8…15°=10°  

Z_∑= =118,08 

Z =118