1.2 Выбор электродвигателя

Расчет мощностей.

[2, стр.5]

–мощность валу муфты соединительной

–заданная номинальный вращательный момент на муфте соединительной

–частота вращения на муфте соединительной.

- мощность на выходного вала редуктора

–мощность на входном валу редуктора

Вт – мощность на валу двигателя

Выбор двигателя табл. 24.9 [2, стр. 459] Мощность выбранного двигателя P=5,5 Вт при синхронной частоте 750 мин^-1:

Двигатель «AИР132М8 ТУ 16-525.564-84» (132М8/712)

При мощности двигателя 5,500 Вт перегрузки не будет так как, Вт требуемая мощность на двигателе.

Тип исполнения IM 1081

L1	L10	L17	L20	L30	L31	L33	b1	b2	b10	b16	b30	h	h1	h2	h5	h6	h10	h31	d1	d2
80	178	12	5	501	89	584	10	10	216	16	287	132	8	8	41	41	16	316	38	38

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

Уточнение передаточных чисел: [2, стр.9]

Вт

– частота вращения на 1 валу

– частота вращения на 2 валу

– передаточное число на редукторе

=712 мин^-1 табл. 24.9 [2, стр. 459]

мин^-1 [2, стр.8]

мин^-1 [2, стр.8]

мин^-1 [2, стр.8] так как частота вращения 4 вала не отличается на 3.

Вращающий момент на муфте соединительной:

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Вращающий момент на валу двигателя:

;

1.4 Материалы для изготовления привода.

Чугун–для корпуса редуктора, шкивов, крышек подшипников

Конструкционная сталь–для валов, зубчатого колеса ,шестерни, звездочек, ограждений

Сортовой прокат–для рамы.

1.5 Выбор муфты.

Для расчёта момента нагружающего муфту воспользуемся формулой [2, с. 334]

Т_к=Т_ном.*К=765*1,5=1147,5 (Н*м), где Т_ном=765 (Н*м) – вращающийся момент на тихоходном валу редуктора, К=1,5 – коэффициент режима работы (переменная спокойная). Уточняем коэффициент K для Т=1000 (Н*м) 765*К=1000 (Н*м) K=1,3 входит в диапазон коэффициента режима работы: K=1.2…1.5

Выбираем компенсирующую жёсткую зубчатую муфту со следующими параметрами и размерами (ГОСТ 50895-96):

Тmax Н*м	d	D	L	l	J*10^6, кг*м^2	Масса кг.
	Мм
1000	45	145	174	82	0,05	6,7

Частота вращения муфты n=65 об/мин < [n] = 90 об/мин, где [n] –максимальная частота вращения муфты.

Допускаются смещения валов:

осевое w= 1мм

радиальное Δ=1,5 мм

угловое γ= до 1⁰30’

Министерство науки и образования Российской Федерации

Поволжский Государственный Технологический Университет

Кафедра ТММ

Редуктор электромеханического привода

Эскизный проект

к курсовому проекту по дисциплине

«Основы проектирования»

Р 00.00

Йошкар-Ола

2017г.

2. Проектирование цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Расчет цилиндрической передачи

Выбор материалов. Так как изделие индивидуального производства имеет смысл брать сталь с H<350 HB, так как при H>350 окупаемость производства будет лишь при больших масштабах.

При H<350 HB приработка зубчатого колеса и шестерни редуктора будет лучше, в связи с чем, снизится влияние погрешностей изготовления

табл 8.7 [1, стр.170]

Детали	Сталь	ТО	S	HB
Шестерёнка (1)	45	Н	60	241…285	850	580
Колеса (2)	45	У	100	192…240	750	450

Расчёт допускаемых контактных напряжений при расчёте на усталость.

–допускаемое напряжение

–коэффициент безопасности.

–коэффициент долговечности.

По табл. 8.8 [1, стр.176] вычислить предел контактной выносливости, в зависимости от материала и способа термической обработки и средней твёрдости (HBср).

Для шестерни:

Для колеса:

Минимальное значение коэффициента запаса прочности таб.8.8 [2, стр.176]

Для шестерни принимаем: SH 1 = 1.1

Для колеса принимаем: SH 2 = 1.1

Находим базовое числа циклов для шестерни и колеса:

- среднее значение твёрдости

Находим расчётное число циклов для шестерни и колеса:

c - число зацеплений зуба за один оборот( равно числу колёс, находящихся в зацеплении с рассчитываемым)

n₁ - частота вращения шестерни

n₂ – частота вращения колеса

t – срок службы привода

, – эквивалентные числа нагружения для шестерни и колеса.

=0,125 Величинаприn=const для типовых режимов нагружения приведены в таб. 8.9 [2 , стр.181]

Произведём сравнение

Если <, то

Если <, то

Z_{N -} коэффициент долговечности учитывает

при >

Находим контактные напряжения для шестерни:

Находим контактные напряжения для колеса:

Расчет допускаемых напряжений изгиба при расчете на усталость

–напряжение изгиба

Для нахождения находимдля шестерни и колеса по формуле,- из табл. 8.9 [1, стр.176]

8.71 [1, стр.182]

8.71 [1, стр.182]

Находим коэффициент долговечности:

≥1, но ≤ 4 так как H≥350HB – рекомендовано принимать для всех сталей.

Находим напряжение изгиба для шестерни:

=1,75 [1 стр. 182], табл.8.8 [1 стр. 176][1 стр. 182] так как передача односторонняя.

Находим напряжение изгиба для колеса:

=1,75 [1 стр. 182], табл.8.8 [1 стр. 176][1 стр. 182] так как передача односторонняя.

Выбор коэффициентов

По таблице 8.4 [1, стр. 143] коэффициент влияния ширины колеса. Для симметричного расположения колёс относительно опор, при H<350 HB.

На [1, стр 136] выберем: определяем по графику.

Проектный расчет на прочность по контактным напряжениям

форм. 8.14 [1, стр 142]

МПа^1/3 так как выбор пал на косозубую передачу, так как требуется пониженная шумность по условию задания.

Т₁=205 Н*м – момент на шестерне

u=3,8462 – передаточное число на редукторе

–знак + так как у нас внешнее зацепление шестерни и колеса

- максимально напряжение цикла

–допускаемое напряжение для шестерне

–допускаемое напряжение для колеса

Подставляем полученные значения в формулу для d₁:

Выбор числа зубьев

По табл. 8.6 [1 стр.150] для коэффициентов смещения колеса и шестерни x₁=0 x₂=0 для косозубой передачи:

- под табл. 8.6 [1 стр.150] так как передаточное число редуктора u=3,8462, z₁ принимаем равным 26 (z₁=26), чем больше зубьев на шестерне и колесе тем меньше шумность, но число зубьев на колесе не должно быть больше 120.

z₁=26 z₂=z₁*u=26*3,8462=100,0012

Уточняем и берём z₂=100, уточняем передаточное число

Расчет и выбор модуля зацепления

Для расчета выберем угол (822)

m_n=2,35438 по таблице 8.1 [1, стр 122] из первого ряда выбираем m_n=2,5 так как в перспективе ожидается перегрузка диаметр уменьшается. (ГОСТ 9563-80)

Расчет межосевого расстояния

форм. 8.13 [1, стр.142]

По ряду Ra40 принимаем a_w=160 [2, стр.452]

Уточняем угол β

Расчет основных размеров

Проверяем:

Ширина колеса:

4=79 [2, стр.145] (берём ближайшее целое)

Расчёт окружной скорости зацепления

Выбор степени точности

По ГОСТ 1643-91 принимаем 7-B для окружной скорости . В редукторе не зависимо от скорости степень точности ниже 8 не принимают, 7 так как регламентируется пониженная шумность,B - нормальный зазор (наиболее универсальная характеристика.

Выбор и расчёт коэффициентов

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями:

с=0,06 при H≤350 HB

–степень неравномерности

- степень точности

В расчетах на прочность по изгибам полагают:

Определяем по табл.8.3 [1, стр.138] коэффициенты K_Hν и K_Fν в зависимости от степени точности передачи и твёрдости рабочих поверхностей.

K_Hν = 1,02

K_Hν - коэффициент, учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса

K_Fν =1,03

K_Fν - коэффициент, учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса

[2, стр.154]

–коэффициент торцового перекрытия

[2, стр.156]

Проверочный расчёт на прочность по контактным напряжениям при сопротивлении усталости

МПа (средний модуль упругости для стали

[2, стр.156]

w – индекс соответствует начальным окружностям в которых без смещения совпадают с делительными

T₁- момент на шестерне

<

Недогрузка: 11,33%

Если расчетное напряжение меньше допускаемогов пределах 15..20% илибольшев пределах 5% то данные параметры принимаем за окончательные [2, стр.24].

Расчёт окружной силы в зацеплении

[2, стр.24].

Расчёт чисел зубьев эквивалентных колёс

[2, стр.152]

Определение коэффициента формы зуба

По рисунку 8.20 [1, стр.147] определяем.

;

;

Определение менее прочного зуба

Расчёт коэффициентов

Проверочный расчет на прочность напряжениям изгиба при сопротивлении на усталость

так как

Проверка статической прочности при перегрузках

[1, стр.183]

–регламентировано техническим заданием