С одержание

Задание на проектирование 3

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода 4

   1. Расчет требуемой мощности 4

   2. Выбор электродвигателя 4

   3. Расчет общего передаточного числа привода,

распределение его по передачам 4

4. Частоты вращения валов 5

5. Мощности, передаваемые валами 5

6. Крутящие моменты на валах 5

1. Расчет зубчатой передачи 6

   1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки 6

   2. Расчет допускаемых напряжений 6

   3. Проектный расчет передачи 8

   4. Проверочный расчет передачи 10

2. Расчет цепной передачи 13

3. Расчет и проектирование валов 17

   1. Проектный расчет валов 17

   2. Эскизная компоновка и составление расчетных схем валов 18

   3. Определение опорных реакций 20

   4. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

      Лист

      22

   5. Уточненный расчет валов 22

4. Выбор подшипников качения 27

5. Проверка шпонок на смятие 29

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Привод

Лит.

Листов

1

33

7. Определение размеров корпуса редуктора 30

8. Смазка 31

1. Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, количество,

контроль уровня масла 31

2. Смазка подшипников 31

Заключение 32

Библиографический список 33

З адание на проектирование

Исходные данные:

Мощность на ведомом валу Р₃ = 2 кВт;

Частота вращения ведомого вала n₃= 50 об/мин;

Режим работы - легкий;

Коэффициенты работы: в течение года К_г=0,9, в течение суток К_с=0,6,

Срок службы - 5 лет

Продолжительность включения ПВ=25%.

Тип привода – нереверсивный.

Кинематическая схема привода представлена на рисунке 1.

Рисунок 1 – Кинематическая схема редуктора.

1. Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1. Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

_,

где P – требуемая мощность, P= 2 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

Общий КПД привода определяется по формуле:

где η_п – КПД пары подшипников, η_п= 0,99 [1, табл. П.2];

η_з – КПД зубчатой передачи, η_з. = 0,98 [1, табл. П.2]

η_оп – КПД открытой цепной передачи, η_оп. = 0,915 [1, табл. П.2]

η_м – КПД муфты, η_м = 0,98 [1, табл. П.2].

Тогда требуемая мощность двигателя кВт.

2. Выбор электродвигателя

По требуемой мощности выбираем асинхронный электродвигатель [1, табл. П1] с ближайшей большей стандартной мощностью Р_э=3 кВт 112МВ8, синхронной частотой вращения n_с=750 об/мин, асинхронной частотой вращения 709 об/мин.

1.3. Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

Общее передаточное число привода по формуле:

,

где n_в – частота вращения выходного вала, n_в=50 мин^-1.

Примем передаточное число редуктора u=4,5. Тогда передаточное число открытой передачи u_оп=14,18/4,5=3,15.

1.4. Частоты вращения валов

Вал двигателя n_дв=709 об/мин

Входной вал:

Выходной вал редуктора:

Вал рабочей машины: ;

1.5. Мощности, передаваемые валами

Входной вал: Р₁= Р_тр η_м η_п =2,340,98 0,99 =2,27 кВт

Выходной вал редуктора: Р₂= Р₁ η_п η_зп =2,270,990,98=2,20 кВт.

Вал машины: Р₃= Р₂ η_п η_оп =2,200,990,915=2,0 кВт.

1.6. Крутящие моменты на валах

Ведущий вал: ; Выходной вал: Вал рабочей машины:

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Выбираем для колеса и шестерни [1, табл.1.1] - сталь 40 с термообработкой - улучшение. Твердость поверхности зуба шестерни 235…262. Средняя твердость колес НВ_ср=248,5. Твердость поверхности зуба колеса 192…228. Средняя твердость колес НВ_ср=210.

2.2. Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где _{- предел контактной выносливости, МПа}

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности, [1, табл. 2.1].

_{Пределы контактной выносливости [1, табл. 2.1]:}

,

Коэффициент долговечности по формуле:

,

где N_HO – базовое число циклов, N_HO1 =16,510⁶ , N_HO2 =11,310⁶ [1, табл. 1.1];

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений:

,

где _h - коэффициент эквивалентности, при легком режиме нагружения _h=0.125 [1, табл. 3.1]

- суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

При постоянной частоте вращения находится по формуле:

где n – частота вращения колеса;

с – число зацеплений за один оборот колеса;

t_h – время работы передачи, ч;

Суммарное время работы передачи в часах

t_h = 365L24K_гК_сПВ =3655240,90,60,25=5913 ч.

,

,

Допускаемые контактные напряжения:

Для прямозубой передачи [1, с.9]:

Допускаемые напряжения изгиба [1, с.9]:

_,

_{где - предел изгибной выносливости, МПа}

_{- коэффициент долговечности;}

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, [1, табл. 4.1].;

- коэффициент безопасности, [1, табл. 4.1].

Предел изгибной выносливости по формуле:

Коэффициент долговечности по формуле:

,

где N_FO =410⁶ – базовое число циклов [1, c. 10];

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений [1, с.10]:

,

где _F - коэффициент эквивалентности, _F=0,038 [1, табл. 3.1]

,

,

_{Допускаемые напряжения изгиба:}