Титульник

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

1

3

2

Схема привода

1 – электродвигатель

2 – цепная передача

3 – редуктор

4 – муфта зубчатая

5 – исполнительный механизм

4

5

Исходные данные:

1 Усилие на тяговой цепи кН 3,2

2 Шаг тяговой цепи мм 125

3 Скорость движения цепи м/с 0,4

4 Срок службы передачи лет 8

5 Коэффициент использования привода:

в течение года - 0,7

в течение суток - 0,8

6 Продолжительность включения (ПВ) % 20

7 Режим работы - лёгкий

8 Шаг тяговой цепи z 9

9 Материал зубчатых колес - 40ХН

Оглавление

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода 6

1.1 Расчет требуемой мощности 6

1.3. Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам 7

1.4. Частоты вращения валов 7

1.5. Мощности, передаваемые валами 7

1.6. Крутящие моменты на валах 7

2. Расчет зубчатой передачи 8

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки 8

2.2. Расчет допускаемых напряжений 8

2.2.1.Расчет допускаемых контактных напряжений 8

2.2.2.Расчет допускаемых напряжений изгиба 9

2.3. Проектный расчет передачи 10

2.3.3. Геометрические размеры зубчатых венцов 11

2.3.4. Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи 12

2.4. Проверочный расчет передачи 12

2.4.2. Проверка на выносливость по напряжениям изгиба 13

4. Расчет цепной передачи 14

4.1. Расчетное значение шага. 14

4.2. Скорость вращения ведущей звездочки. 15

4.3. Предварительное значение межосевого расстояния. 15

4.4.Число звеньев в цепи: 15

4.5. Уточняем межосевое расстояние 16

4.6. Окружная сила. 16

4.7. Приближенная нагрузка на валы и опоры 16

4.8.Проверяем значение удельного давления цепи 16

4.9. Определяем основные размеры звездочек цепной передачи (мм). 16

Ведущая звездочка: 16

Ведомая звездочка: 17

3. Расчет и проектирование валов 19

3.1.Проектный расчет валов 19

№ участка 20

Диаметр, мм 20

Длина, мм 20

1 20

35 20

55 20

2 20

40 20

40 20

3 20

45 20

42.5 20

4 20

50 20

58 20

5 20

65 20

7 20

6 20

45 20

35.5 20

№ участка 21

Диаметр, мм 21

Длина, мм 21

1 21

25 21

40 21

2 21

30 21

45 21

3 21

35 21

36 21

4 21

42 21

12,5 21

5 21

- 21

- 21

6 21

42 21

12,5 21

7 21

35 21

36 21

3.2. Определение опорных реакций и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 23

3.3. Уточненный расчет тихоходного вала 24

3.4. Уточненный расчет быстроходного вала 27

4. Расчет подшипников качения 29

5. Смазка 33

5.1. Смазка зубчатых колес, выбор сорта масла, контроль уровня масла 33

Заключение 34

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых колес или передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

В корпусе редуктора размещен какой-либо вид передачи, неподвижный закреплённый на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса; в основном используют подшипники качения. В данной работе необходимо рассчитать все элементы привода и разработать конструкцию одноступенчатого горизонтального редуктора. Для передачи крутящего момента между параллельными валами в редукторе используются цилиндрические зубчатые передачи. Они чаще всего применяются в технике из-за ряда преимуществ:

1. Компактность.

2. Возможность передачи больших мощностей.

3. Постоянство передаточного отношения.

4. Применение недефицитных материалов.

5. Простота в обслуживании.

Цилиндрический редуктор - это одна из самых популярных разновидностей редукторов. Он, как и все редукторы, служит для изменения скорости вращения при передачи вращательного движения от одного вала к другому. От работоспособности и ресурса цилиндрического редуктора во многом зависит обеспечение требуемых функциональных параметров и надежности машины в целом. Показатели долговечности и надежности элементов привода и, в частности, редукторов, зависят от обоснованного выбора самого редуктора при проектировании машины. Неправильный выбор редуктора снижает его рыночную конкурентоспособность, нанося ущерб производителю, и может привести к значительным экономическим потерям потребителя машиностроительной продукции из-за внеплановых простоев, роста ремонтных затрат и пр.

В данном курсовом проекте разработан одноступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.

1.Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

1.1 Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

P_тр= ,

где Q- тяговое усилие на валу исполнительного механизма, Q=4,6 кН;

V – скорость выходного звена исполнительного механизма, V= 1,08 м/с, - общий коэффициент полезного действия привода:

,

где _мс = 0,98 – КПД соединительной муфты;

_зп= 0,98 – КПД закрытой зубчатой передачи;

_ц = 0,95 – КПД цепной передачи;

_пк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения ;

.

Тогда

1.2 Выбор электродвигателя

По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения n_с =1000 мин^-1, и скольжением S =3,3 %.

1.3 Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1 – ) =1000 =967

Требуемая частота вращения вала исполнительного механизма

n_б = = = 55

здесь D – диаметр звена исполнительного механизма (барабана), D = 375 мм.

1.3. Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам

Общее передаточное число привода

u_o = = = 17,5

Передаточное число зубчатой передачи

u^’= 5

Округлим u^’ до ближайшего стандартного значения (табл. 7.1 [1]). Принимаем u= 2

Передаточное число цепной передачи

u_р = = =3,5

1.4. Частоты вращения валов

Частоты вращения валов:

n₀ = 967

n₁ = = = 193,4

n₂ = = = 55,2

1.5. Мощности, передаваемые валами

Мощности, передаваемые валами:

P₀ = P_тр = 5,5 кВт

P₁ = P_тр _цп_пк² = 5,50,950,99² = 5,12 кВт.

P₂ = P₁ _м _зп_пк = 5,120,980,980,99 = 4,86 кВт.

1.6. Крутящие моменты на валах

Крутящий момент на валу определяется по формуле T_i=9550

Тогда T₀ = 9550 = 9550 = 54,3 Н·м

T₁ = 9550 = 9550 = 252,82 Н·м

T₂ = 9550 = 9550 = 840,8 Н·м

Консольные нагрузки от муфт в кН предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу F_к=(0.05…0.125) =0,707,36=5,12 кН

где T_б крутящий момент на быстроходном валу, Н·м.

2. Расчет зубчатой передачи

2.1. Выбор материалов зубчатых колес и способов термообработки

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2,5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

Наружный диаметр заготовки вал-шестерни

D_m = 24∙ = 24∙ = 53,14 мм

Характерный размер заготовки для насадного зубчатого колеса

S_m = 1,2∙(1+u_зп)∙ = 1,2∙(1+u_зп)∙ = 15,94 мм

Диаметр заготовки колеса

d_к = u_зпD_m = 5∙53,14 = 265,74 мм

Выбираем для колеса и шестерни – сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни – 269…302НВ, твердость поверхности зуба колеса – 235…262НВ.

Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:

НВ₁ = 0,5(НВ_1min + НВ_1max) = 0,5∙(269 + 302) = 285,5

НВ₂ = 0,5(НВ_2min + НВ_2max) = 0,5∙(235 + 262) = 248,5