- •Расчетно- пояснительная записка
- •Студент: Вязников д.В.
- •Задание
- •Графическая часть
- •1. Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и общего кпд привода
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода
- •3.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •3.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса
- •3.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •3.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •3.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •3.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •3.1.8 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •3. 2 Ориентировочный расчет валов редуктора
- •3.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •3.4 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •3.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •3.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •3.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •3.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •3.6 Первый этап компоновки редуктора
- •3.7.10 Определение диаметра делительных окружностей звездочек
- •3.8 Проверка долговечности подшипников
- •3.8. 1. Проверка долговечности подшипников ведущего вала.
- •3. 8. 2 Проверка долговечности подшипников ведомого вала
- •3.9. Проверка прочности шпоночных соединений.
- •3. 10 Выбор уплотнений валов
- •3.11 Уточнённый расчёт валов.
- •Сечение б-б.
- •Третье опасное сечение –в- в -участок вала под колесом, ослабленный шпоночной канавкой (см. Рис.11).
- •3.12 Выбор крышек подшипников
- •3.13. Посадки основных деталей редуктора
- •3.14 Сборка редуктора
- •4. Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
2.5 Мощность на валах привода
Мощность на валу электродвигателя: РТР ДВ =6,09кВт
Мощность на ведущем валу редуктора:
Р1= РТР ДВ. муф ηподш.=6,09.0,985.0,99=5,93 кВт.
Мощность на ведомом валу редуктора:
Р2= P1. цп ηподш.=5,93.0,97.0,99=5,7 кВт.
Мощность на выходном валу привода:
Рвых= P2. цп .=5,7.0,97=5,52 кВт.
Проверка: Рвых=Т2. 292,4. 18,9=5,53 кВт.
Величина ошибки: ΔР=(5,53 -5,52)/5,53 .100%=0,1% .
Конические редукторы, аналогичные проектируемому, промышленностью не выпускаются.
Аналогом может быть редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ—160-2,5 с передаточным числом iзп=2,5 и крутящим моментом на выходном валу Твых= 1000Нм (рис.3) [5, Т.3, с.485].
Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа ЦУ- 160-2,5
Таблица 2 Основные размеры редуктора, мм
Типоразмер редуктора |
Аw |
В |
В1 |
L |
L1 |
L2 |
L3 |
L4 |
L5 |
L6 |
H |
H0 |
1ЦУ-160 |
160 |
175 |
125 |
475 |
136 |
355 |
110 |
60 |
230 |
218 |
335 |
170 |
3. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА
3.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
3.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
Принимаем для шестерни и колеса сталь одной и той же марки сталь 40Х, но обеспечиваем соответствующей термообработкой твердость поверхности зубьев шестерни на 100 единиц НВ выше, чем колеса.
Для шестерни термообработка – улучшение НВ1=302;
Для колеса термообработка - нормализация НВ2=202 [3,табл.1].
3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса.
Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н регламентировано ГОСТ 21354-75:
,
где σно – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
σно=2(НВ)+70;
для шестерни: σно1 =2(НВ1 )+70=2.302+70=676 МПа;
для колеса: σно2 =2(НВ2 )+70= 2.202+70= 474 МПа;
SH– коэффициент безопасности, который определяется в зависимости от термической обработки материала; SH=1,1 [3,табл. 2].
КНL – коэффициент долговечности.
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
, [3,с.8];
где Nно – базовое число циклов; Nно1=(НВ1)3= 3023=27,5.106 циклов
Nно2=(НВ2)3=2023=8,24.106 циклов нагружения:
NНЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.
При постоянной нагрузке эквивалентное число циклов нагружения определяется по формуле:
,
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;
Срок службы в часах определяется по формуле:
tΣ= Lг·365·24·Ксут· Кгод, час,
где Lг- срок службы в годах; Lг=6лет; тогда
tΣ= 6·365·24.0,7.0,5=18396 часов.
n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 =970 мин-1,
NHE1=60.970.18396 циклов нагружения.
Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :
NHE2= NHE1/ iз.п. = 1070,6·106/ 2,5=267,6·106 циклов.
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса :
Значение КHL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КHL>2,3 при <350НВ. Принимаем КHL1=1; КHL2=1.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]н1= МПа;
[σ]н2= МПа.