- •Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования
- •Задание на проект
- •Введение
- •1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
- •1.1 Выбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя
- •2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
- •2.1. Выбор материалов зубчатых колес
- •2.2 Определение допускаемых напряжений
- •2.3 Проектный расчет передачи
- •2.4 Проверочный расчет передачи
- •2.5 Силы в зацеплении
- •3.Расчет валов
- •3.1. Предварительный расчет валов:
- •4.Выбор подшипников качения
- •4.1. Расчет подшипников быстроходного вала.
- •4.2. Расчет подшипников тихоходного вала.
- •5. Определение опорных реакций изгибающих и крутящих моментов.
- •6. Уточненный расчет валов
- •6.1.2. Сечение: г-г
- •6.2. Тихоходный вал
- •6.2.1 Сечение д-д
- •7. Подбор и проверка шпонок на прочность
- •8. Определение размеров корпуса редуктора
- •9. Смазка редуктора
- •9.1.Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, контроль уровня масла
- •9.2. Смазка подшипников
- •10. Сборка редуктора
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Приложения Приложение №1 Спецификация
1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода
1.1 Выбор электродвигателя Требуемая мощность электродвигателя
Pтр = ,
где P - мощность на валу исполнительного механизма, P = 11 кВт;
η0 – общий КПД привода,
η0 = ηm ∙ ηзп ∙ ηпк2 ηцп ;
здесь ηm – КПД муфты, ηзп - КПД зубчатой передачи, ηпк - КПД одной пары подшипников качения, ηцп - КПД цепной передачи, примем ηm= 0,98, ηзп = 0,97, ηпк =0.99, ηцп = 0,95
η0=0,98 ∙ 0,97 ∙ 0,992∙ 0,95=0,9.
Тогда Pтр= 12,2 кВт
По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А180 М8 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 15 кВт, синхронной частотой вращения nс= 750 мин-1 и скольжением S = 2,5%.
1.2 Частота вращения вала электродвигателя
n1= nс (1 – ) = 731,25 мин-1
1.3 Общее передаточное число привода
uo== 7,3125
1.4 Передаточное число зубчатой передачи
u= 5
1.5 Передаточное число цепной передачи
u = =1,5
1.6 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):
n1= 731,25 мин-1
n2= = 146,25 мин-1
n3= 100 мин-1
1.7 Мощности, передаваемые валами:
P1= 12,2 кВт
P2= 11,4 кВт
P3= 11 кВт
1.8 Крутящие моменты, передаваемые валами, определяются по формуле
Ti = 9550.
Тогда T1= 159,4 Нм
T2= 744,5 Нм
T3= 1051,05 Нм
Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:
на быстроходном валу Fк=70= 0,883кН
на тихоходном валу для зубчатых редукторов Fк=70= 1,909 кН
где Tб и Tт – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи
2.1. Выбор материалов зубчатых колес
Наибольшее применение в редукторах находят стальные зубчатые колеса.
Материалы выбираем по табл. 1.1 [1]
Dm=20 ∙
Диаметр заготовки колеса равен
dk= u∙Dm=5*63=315 мм
Шестерня:
Материал: Сталь 40Х
Термическая обработка: улучшение
Твердость зуба 269…302 НВ
Колесо:
Материал: Сталь 45
Термическая обработка: улучшение
Твердость зуба 235…262 НВ
HB1=0,5(НВ1min+HB1max)=0,5(269+302)=285,5
HB2=0,5(НВ2min+HB2max)=0,5(235+262)=248,5
2.2 Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения
HPj =
где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;
Hlim j предел контактной выносливости (табл. 2.1 [1]),
Hlim1 = 641 МПа
Hlim2= 567 МПа
SHj коэффициент безопасности (табл. 2.1 [1]),
SH1= 1,1 SH2= 1,1
KHLj - коэффициент долговечности;
KHLj =1,
здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),
NH01= 23,5*106 NH02 = 16,8*106
Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения: h = 0,125
Суммарное время работы передачи в часах
th = 365L24KгКсПВ = 33112,8
Суммарное число циклов нагружения
Nj = 60 nj c th,
где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;
nj – частота вращения j-го колеса, n1= 731,25 мин-1, n2= 146,25 мин-1;
N1= 14,53*106 N2= 2,906*106
Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NΣj;
NHE1= 181,6*106 NHE2= 16,3*106
Коэффициенты долговечности
KHL1= 1 KHL2= 1,97
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
HP1= 582,7 МПа HP2=1015,5МПа
для косозубых и шевронных передач
HP=0.45 (HP1+HP2)1.23 HP2.
Допускаемые контактные напряжения передачи:
HP= 719,2 МПа
Допускаемые напряжения изгиба
FPj=,
где F lim j предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),
F lim 1 = 1,75НВ1= 499,6МПа F lim 2 = 1,75НВ2= 434,9МПа
SFj коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]), SF1= 1,7, SF2= 1,7
KFCj коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1]) KFC1= 1 KFC2=1
KFLj коэффициент долговечности при изгибе:
KFL j=1.
здесь qj - показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 3.1 [1]);
NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.
NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NΣj.
Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки
F1 = 0,038, F2 = 0,038,
NFE1 =55211090,6 , NFE2 = 11045238,0
KFL1 = 1, KFL2 = 1
Допускаемые напряжения изгиба:
FP1= 293,9 МПа FP2= 255,8МПа