Содержание:

1)Содержание ……………………………………………………………...1

2)Выбор электродвигателя………………………………………………...2

3) Определение передаточных чисел привода…………………………...2

4) Определение мощности,крутящего момента и частоты

вращения каждого вала привода………………………………………......2

5) Проектный расчёт редуктора…………………………………………...3

6) Определение диаметров валов…………………………………………7

7) Расстояния между деталями передачи………………………………11

8)Расчет подшипников…………………………………………………..11

9)Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость………………………………….12

10)Проверка долговечности подшипников……………………15

11)Смазка зубчатых зацеплений и подшипников……………..17

12)Подбор муфты………………………………………………..18

13)Расчет шпоночного соединения…………………………………18

14)Список используемой литературы …………………………20

2. Выбор электродвигателя

Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:

,

где -окружная сила на звёздочке(Н),

v-скорость цепи (м/с)

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

где - КПД цепной передачи,

- КПД редуктора,

- КПД муфты,

Определяем потребную мощность электродвигателя :

Определяем частоту вращения вала электродвигателя:

г де - частота вращения приводного вала,

=3- передаточное число цепной передачи, принимаем по таблице ре-

=5- передаточное число редуктора комендуемых значений

По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)^* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .

Выбираем двигатель АИР 112МВ8/709щностью Р=3кВт.

3. Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число привода:

4.Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

Определение мощности

,

, мощности на соответству-

, ющем валу

Определение частоты вращения

,

, частоты вращения валов

,

Определение моментов

,

,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу:

Вал	Мощность Р,кВт	Частота вращения n, об/мин	Крутящий момент Т, Нм
1	2,94	709	39,6
2	2,82	177,25	152
3	2,65	50,6	500

5.Проектный расчёт редуктора

Таблица 2.

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа	Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ – коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ – коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,18 КFЕ2=0,06

КНЕ1=0,18 КFЕ1=0,06

Число циклов перемены напряжений.

N_G – число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG – число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис. 4.3 [1])

N_FG – число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106

NHG1=20*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t_∑=15000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*15000*177,25=159,5*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 – частота вращения колеса nз2 – число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =159,5*106*4=638*106 N∑2 – суммарное число циклов нагружения колеса nз1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,18*159.5*106=28,7*106

NНЕ1=КНЕ1*N∑1= = 0,18*638*106=115*106

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

NНЕ2=28,7*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=115*106>NHG1=20*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=20*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*159.5*106= =9.6*106

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,06*638*106= =38,3*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ2=9,6*10>NFG2=4*106

NFЕ1=38,3*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н]_max и [σ_F]_max - предельные допускаемые напряжения

σ_т – предел текучести материала

[σН]max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН]max1=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF]max1=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н]= [σ₀]_Н*(N_HG/ N_HE)^1/6<[σ_Н]_max ,где

[σ₀]_Н – длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _– допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н]_max – предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀]_Н2=(2*НВ_ср+70)/S_H [σ₀]_Н1=(17*НRC_пов)/S_H

[σ0]Н2=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ]Н2=582 Мпа

[σ0]Н1=(2*285+70)/1.1=582 МПа SH1=1.1 [σ]Н1=582 Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений,а так как они равны,то:

[σ]_Нрасч=582МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ]_F=[σ₀]_F*(4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ]_Fmax, где

[σ₀]_F=σ_0F/S_F

σ_0F – длительный предел контактной выносливости

S_F – коэффициент безопасности

[σ]_F – допускаемое контактное напряжение

[σ]_Fmax – предельное допускаемое контактное напряжение

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF2=1,75 [σ0]F2=σ0F2/SF2=513/1,75=293МПа

σ0F1=1,8*НВ2=1,8*285=513МПа SF1=1,75 [σ0]F1=σ0F1/SF1= 513/1,75=293МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ]F2=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа

[σ]F1=(4*106/4*106)1/6*293= =293 МПа<[σ]Fmax=780Мпа

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле, здесь – коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; – передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:

, где – частота вращения тихоходного вала, – крутящий момент на тихоходном валу, – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где – передаточное число данной ступени редуктора; – допускаемое контактное напряжение; – крутящий момент на валу зубчатого колеса; – коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636–69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=80 мм.

Определяем рабочую ширину венца:. Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле , где – изгибное напряжение на колесе; ,

Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

Z2=213

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:

, где Т3 – крутящий момент на валу колеса; – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно

.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:

, Радиальная сила: