Задание на проектирование – вариант 2

Рассчитать и спроектировать привод с одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором по следующим данным:

Мощность на ведомом валу – 6кВт

Частоты вращения ведомого вала – 400 об/мин

Срок службы передачи – 8 лет

Коэффициент использования передачи:

в течение года – 0,6

в течение суток – 0,8

Продолжительность включения – 45%

Режим работы – тяжелый

Тип ременной передачи – клиноременная

Реверсируемость - нереверсивный

Рисунок 1- Схема привода

1 - двигатель

2 – ременная передача

3 – редуктор

4 – муфта

5 – барабан

Введение

Объектом курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный в виде отдельного агрегата.

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вра­щения и увеличения вращающего момента.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повыше­ние вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацепле­нии пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

В настоящем проекте произведен расчет косозубого редуктора в горизонтальном исполнении.

1. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

где – общий КПД привода

Здесь η_з – КПД зубчатой передачи

η_р – КПД ременной передачи

η_п – КПД одной пары подшипников качения

η_з =0,98; η_р =0,96; η_п = 0,99;

Тогда

По требуемой мощности из таблицы приложения 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S4 с ближайшей большей стандартной мощностью Р=7.5 кВт, синхронной частотой вращения n_с=1500 об/мин и скольжением S=3,0 %, диаметр вала d=38 мм

1.2 Частота вращения вала двигателя

1.3 Общее передаточное число привода

1.4 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2,5<u>5 c округлением до стндартного значения (таблица 7.1) [1]. Принимаем u₃=2,5

1.5 Передаточное число ременной передачи

1.6 Частоты вращения валов n_o=1455 об/мин

1.7 Мощность на валах

1.8 Крутящие моменты передаваемые валами

Крутящий момент на валу определяется по формуле

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u>2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

Тогда :

Диаметр шестерни

Ширина венца

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материалы колеса по таблице 1.1 [1]. Принимаем для колеса – сталь 40, термообработку улучшение, твердость поверхности зуба колеса 192-228НВ, Dm₁=120мм, Sm=60мм, N=11,2 млн. циклов, предел прочности 700 МПа

Выбираем материалы шестерни по таблице 1.1 [1]. Принимаем для шестерни – сталь 45, термообработку улучшение, твердость поверхности зуба колеса 235-262НВ, Dm₁=125мм, Sm=80мм, N=16,8 млн. циклов, предел прочности 780 МПа

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ₁=0,5(НВ_1мах +НВ_1мин)=248,5 НВ

НВ₂=0,5(НВ_2мах +НВ_2мин)=210 НВ

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Используем зависимость

Пределы контактной выносливости найдем по формулам таблицы 2.1 [1]

Коэффициенты безопасности Sн₁=1.1, Sн₂=1.1 (таблица 2.1) [1]

Коэффициенты долговечности

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1) [1]

N_HO1=16.8·10⁶

N_HO2=11.2·10⁶

Эквивалентные числа циклов напряжений

N_HEi=μ_hN_Σi, где

μ_h=0, 5 – коэффициент эквивалентности для тяжелого режима работы (таблица 3.1) [1]

Суммарное число циклов нагружения

N_Σ1=60n₁ct_h, N_Σ2=N_Σ1/u,

где с=1,

t_h – суммарное время работы передачи

t_h=365L24KrKcПВ

Здесь ПВ=0,01ПВ%=0,01·45=0,45

В результате получим

t_h=365·8·24·0,6·0,8·0,45=15137,28 часов

N_Σ1=60·1000·1·15137,28=9,08·10⁸

N_Σ2=9,08·10⁸/2,5=3,632·10⁸

N_HE1=0, 5·9,08·10⁸=4,54·10⁸

N_HE2=0, 5·3,632·10⁸=1,816·10⁸

Поскольку N_HEi> N_Hoi, то коэффициенты K_HL1 и K_HL2 примем равным единице

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни колеса

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи

Условие

выполняется - значит, продолжаем расчет

Допускаемые напряжения изгиба

Вычисляем по формуле

Для определения входящих в формулу величин используем данные таблицы 4.1 [1]. Пределы изгибной выносливости зубьев

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1=1,7 : S_F1=1,7

Коэффициенты, учитывающие влияние двустороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: K_FС1=1 : K_FС2=1

Коэффициенты долговечности

где qi – показатель степени кривой усталости , q₁=6, q₂=6 – таблица 3.1 [1]

N_FO=4·10⁶ – базовое число циклов при изгибе

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

N_FEi=μ_fiN_Σi, где

μ_f1=0, 3, μ_f2=0,3 – коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (таблица 3.1) [1]. Тогда

N_FE1=0,3·9,08·10⁸=2,724·10⁸

N_FE2=0,3·3,632·10⁸=1,089·10⁸

Поскольку N_FE1> N_FO, то коэффициенты K_FL1 =1,

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса

2.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

где Ka=410 –для косозубых передач

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψba=0,4 [1]. Также задаемся значением коэффициента контактной нагрузки Кн=1,2

Тогда получим

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего значения (таблица 6.1) [1]

a_w=125 мм

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_n=(0,01…0,02) a_w=(0,01…0,02) 125=1,25…2,5

Выбираем стандартный модуль m_n=2 (таблица 5.1) [1]

Суммарное число зубьев передачи

Z_Σ’=

Полученное значение округлим до ближайшего целого числа

Z_Σ=122

Определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округляем полученное значение до ближайшего целого числа

Z1=35

Число зубьев колеса

Z₂=Z_Σ-Z₁=122-35=87

Фактическое передаточное число

u_ф=Z₂/Z₁=87/3,5=2,4857

Считаем отличие фактического передаточного числа от номинального

Соответственно можем продолжить расчет

Так как Z1>17, то примем коэффициенты смещения x₁=0, x₂=0

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

b_w2=ψ_ba·a_w=0.4·125=50мм

Ширину зубчатого венца шестерни b_w1 принимают на 2..5 мм больше чем b_w2. Примем b_w1=54

Определим диаметры окружностей зубчатых колес

Делительные окружности

Окружности вершин зубьев

d_ai=di+2m(1+xi)

d_a1=71,721+2·2=75,721 мм

d_a2=178,279+2·2=182,279 мм

Окружности впадин зубьев

d_fi=di-2m(1.25-xi)

d_f1=72,721-2·2·1.25=66,721 мм

d_f2=178,279-2·2·1.25=173,279мм

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст=8 (таблица 8.1) [1]