Введение
Проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор. Привод предназначен для обеспечения необходимой частоты вращения и крутящего момента валов потребителя.
Привод состоит из электродвигателя,муфты, цилиндрического редуктора,цепной передачи. Редуктором называется передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.
В данном техническом задании редуктор включает в себя 2 косозубые цилиндрические передачи.
1 Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Подбор электродвигателя
Общий КПД привода.
h = hкл. рем. × hб × hт × h3подш. × hм
где: hМ - КПД муфты, hМ = 0,98;
hб,т - КПД цилиндрическтх косозубых передач, hб,т = 0,96;
hПодш. - КПД подшипников, hПодш. = 0,99;
hкл.рем. - КПД клиноременной передачи, hкл.рем. = 0,95;
h = 0,95 × 0,962 × 0,993 × 0,98 = 0,83
Требуемая мощность электродвигателя.
Nвх = Nвых /h;
где: h - общий кпд привода,
Nвх = 4.9/0,83= 5.88 кВт;
Подбор электродвигателя из условия
Nдв ³ Nвх;
Из заданного условия подбираем двигатель «АИР112М2/960 ТУ 16-525.564-84» с параметрами Nдв = 7,5 кВт, nдв = 1440 мин-1 .
1.2 Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.
Расчет мощностей:
Nвх = 5.88 kВт;
N2 = Nвх × hкл.рем. = 5.88 ∙ 0.95 = 5,58 kВт;
N3 = N2 × hП = 5,58∙ 0.99 = 5,53 kВт;
N4 = N3 × hц.кос. = 5,53 ∙ 0.96 = 5,30 kВт;
N5 = N4 × hП = 5,30 ∙ 0.99 = 5,26 kВт;
N6 = N5× hц.кос = 5,26∙ 0.96 = 5,045 kВт;
N7 = N6 × hП = 5,045 ∙ 0.99 = 4,98 kВт;
Nвых = N7 × hм = 4.98 ∙ 0.98 = 4,89 kВт;
Передаточное отношение привода:
iприв = nдв/ nвых = 1440/105 = 13,714
iприв = iБ × iТ ∙ iЦ ;
iред=iБ ∙ iТ;
iред=iприв/iЦ;
iред=13,714/2=6,85;
iБ=1,3 ∙ iТ;
iТ = ;
iБ=1,3 ∙ 2,29 = 2,985.
Частота вращения каждого элемента редуктора:
nдв = 1440 об/мин;
n1 = nдв/iБ = 1440/2 = 720 об/мин;
n2 = n1/iТ = 720/2,98 = 241,61 об/мин;
n3 = n2/iЦ = 241.61/2,29 = 105,5 об/мин=nвых.
Расчет угловых скоростей:
wi = πn/30, рад/с:
wдв = π nдв/30 = 3,14 ∙ 1440/30 = 150.78 с-1;
wII = π n1 /30 = 3,14 ∙ 720/30 = 75.39 с-1;
wIII = π n2 /30 = 3,14 ∙ 241.61/30 = 25.29 c-1;
wIV= π n3/30 = 3,14 ∙ 105.5/30 = 11.04 с-1;
Расчет крутящих моментов Ti = Ni /wi Н∙м;
Т Н∙м;
Т Н∙м;
Т Н∙м;
Т4 Н∙м;
Т5 Н∙м;
Т6 Н∙м;
Т7 Н∙м;
ТВЫХ Н∙м.
Долговечность привода: 3 года при 2 сменной работе равен 13824 часов.
Таблица 1.1 - Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.
Вал |
n, об/мин |
ω, рад/с |
N |
N, кВт |
T, Н∙м |
Т, Н∙мм |
Вал двигателя |
1440 |
150.78 |
1 |
5.88 |
38.99 |
38990 |
1 |
720 |
75.39 |
2 |
5.58 |
74.01 |
74010 |
3 |
5.53 |
73.35 |
73350 |
|||
2 |
241.61 |
25.29 |
4 |
5,3 |
209.49 |
209490 |
5 |
5,26 |
207.91 |
207910 |
|||
3 |
105.5 |
11.04 |
6 |
5,045 |
454.3 |
454300 |
7 |
4,98 |
442.64 |
442640 |
|||
вых |
4.89 |
445.66 |
445660 |
Привод к агрегату
2 Проектировочные расчеты элементов привода.
Расчеты производятся на ЭВМ.
Расчеты цилиндрических передач выполняются на двух разных программах, так как редуктор выполнен по развернутой схеме. Сначала ведется расчет для быстроходной передачи, а затем для тихоходной. Необходимые данные с учетом передаточных отношений берутся из таблицы 1.1 и технического задания.
2.1 Проверочный расчёт зубчатых передач на контактную выносливость.
Допускаемое напряжение определяют для материалов шестерни [σн]1 и [σн]2. За расчётное допускаемое напряжение [σн]р принимают:
[σн]р = 0,45 ([σн]1 + [σн]2), МПа.
Допускаемое напряжение для каждого колеса принимают:
где: σHlimb – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;
[SH] – минимальный коэффициент запаса прочности;
ZN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;
ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев;
ZX - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;
ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс;
, причём 0,75≤ZN≤ZNmax ,
где: NHlimb – базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.
NHE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;
qH – показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость;
ZNmax – предельное значение ZN, задаваемое для предотвращения пластических деформаций у поверхности зуба;
,
где: NK – число циклов напряжений в течении обработки заданного ресурса передачи;
μH – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения;
,
где: Lh – продолжительность действия,
n – частота вращения вала,
j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса