Министерство образования и науки РФ
Федеральное агентство по образованию РФ
Сибирская
государственная автомобильно-дорожная
Академия
(СибАДИ)
Кафедра: «Детали машин»
Проектирование редуктора привода
Пояснительная записка
Выполнил студент 32 АТ
Кудесов Я.И.
Проверил: ст.преподаватель
Денисова Е.Ф.
Омск 2011 г.
С
одержание.
Задание 3
Введение 4
1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя 5
1.1 Исходные данные 5
1.2 Определение параметров приводного вала 5
1.3 Выбор электродвигателя 6
2 Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность 7
2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес 7
2.2 Определение допустимых значений 7
2.3 Предварительный выбор угла наклона зуба 9
2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес 9
2.5 Проектный расчет на конкретную прочность 9
2.6 Проверочные расчеты зубчатой передачи 12
2.7 Определение усилий в зацепление 16
3 Расчет валов на прочность и жесткость……………………………..17
4 Выбор подшипников 24
5 Выбор шпонок. 26
6 Выбор муфты 27
7 Смазка деталей и узлов привода 28
Заключение 39
Список использованной литературы 30
ВВЕДЕНИЕ
Редукторы широко применяются в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать необходимые передаточные числа, редукторы обладают высоким коэффициентом полезного действия, не сложностью конструкции, удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широко используются в среднем, в тяжелом машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов, вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин. Для передачи момента от турбин или электродвигателей на компрессоры, насосы, вентиляторы и другие скоростные машины устанавливают редукторы с шириной зубчатых колес (0,8 … 1,2) aw. Для преодоления кратковременных типовых нагрузок, как, например: в гильотинных ножницах для резки металла, в главных приводах прокатных станов, в правильных прессах, на быстроходных валах редукторов устанавливают маховики.
1 Кинематический расчет привода и выбор
ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
1.1 Исходные данные
Кинематическая схема привода (рис.1): 1 - электродвигатель; 2 - редуктор; 3 – муфта.
Мощность Р2= 3,5 кВт.
Угловая скорость ω = 27 рад/с.
1.2 Определение параметров приводного вала
КПД привода ηпр, вычисляют по формуле
(1)
где ηм – КПД муфты, ηм = 0,98 стр13 П2. [ 1 ];
ηцил.п – КПД зубчатой передачи, ηзц = 0,97 стр13 П2. [ 1 ];
ηп.к - КПД подшипников качения, ηп.к. = 0,995 стр13 П2. [ 1 ].
Требуемую мощность электродвигателя Рmp, кВт, вычисляют по формуле
(2)
где Р2 – мощность на приводном валу, кВт.
Частоту вращения ведомого вала n2, об/мин, вычисляют по формуле
(3)
где w2 – угловая скорость приводного вала, рад/с.
Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя
(4)
Передаточное отношение U, вычисляют по формуле
(5)
где n1 – частота вращения ведущего вала, об/мин.
1.3 Выбор электродвигателя
Условия выбора:
,
nэ
nэ’
При требуемой мощности Ртр.э = 3,71 кВт, рассматриваем двигатели с предпочтительной частотой вращения nэ =960об/мин .Подходит двигатель с Pэ = 4 кВт, соответственно: электродвигатель: 4А112МВ8У3.
Таблица №1
№ вала |
Мощность Р, кВт |
Частота вращения, об/мин |
Момент крутящий Т, Нм |
1 |
3,64 |
960 |
|
2 |
3,5 |
|
|
2 Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность
Рассчитать среднескоростную косозубую зубчатую передачу цилиндрического редуктора, если для шестерни: Т1 = 36,21 Н*м; n1 = 960об/мин; U = 3,72; для колеса T2 = 124,15 Н*м; n2 = 257,85 об/мин.
2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес
Для шестерни – сталь 40 (улучшение); НВ1 = 270(HRC);
Для колеса – сталь 40 (нормализ.); НВ2 = 220(HRC);
2.2 Определение допустимых значений
Предел контактной
выносливости поверхности зубов шестерни
(
)
и колеса (
),
МПа, вычисляют по формуле
(6)
(7)
Базовое число циклов перемены напряжений для зубьев шестерни (Nно1) и колеса (Nно2)
Nно1 = 18 млн.циклов график 1 стр.11 [2]
Nно2 = 12 млн.циклов график 1 стр.11 [2]
Суммарное число часов работы t, час, вычисляют по формуле
(8)
где t – суммарное число часов передачи;
Ксут – коэффициент суточной загрузки;
Кгод – коэффициент годовой загрузки;
L – срок службы передачи, год.
Суммарное число
циклов перемены напряжений для шестерни
(
)
и колеса (
),
млн. циклов, вычисляют по формуле
(9)
Так как нагрузка
постоянная, то эквивалентное число
циклов перемены напряжений
и
(10)
Как для шестерни, так и для колеса эквивалентное число циклов перемены напряжений больше базового. Поэтому коэффициент долговечности принимаем: KHL1 = KHL2 = 1.
Допускаемые
контактные напряжения
,
МПа, вычисляют по формуле
(11)
где Sн – коэффициент безопасности, Sн = 1,1 табл.3 стр8 [2].
(12)
Условное допускаемое контактное напряжение [σН], МПа, вычисляют по формуле
(13)
Определим допускаемые напряжения изгиба.
Предел выносливости при изгибе зубьев шестерни и зубьев колеса выбираем из таблице 3.
Коэффициенты долговечности принимаем КFL = 1.
Допускаемые
напряжения изгиба
и
,
МПа, вычисляют по формуле
(14)
где SF – коэффициент безопасности, SF = 1,75 табл.3 стр.8 [2].
(15)
