ОГЛАВЛЕНИЕ

Техническое задание

Аннотация

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2 Проектный расчет зубьев на контактную прочность

.3 Определение основных размеров колес

.4 Проверочный расчет на контактную прочность

.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

3. Предварительный расчет валов редуктора

4. Определение конструктивных размеров шестерни и колеса

. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

. Расчет ременной передачи

. Эскизная компоновка редуктора

. Проверка долговечности подшипников качения

. Проверка прочности шпоночных соединений

. Уточненный расчет валов

. Выбор сорта масла для редуктора

Список использованной литературы

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Спроектировать электромеханический привод при следующих исходных данных.

Исходные данные:

F_t = 1522 Н, V = 2 м/с, n = 3222 мин^-1, D = 315 мм, В = 452 мм.

Кинематическая схема привода:

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

- электродвигатель;

- клиноременная передача;

- редуктор одноступенчатый цилиндрический;

- муфта предохранительная.

АННОТАЦИЯ

В проекте выполнен выбор электродвигателя и кинематический расчет привода, включающего редуктор, муфту и ременную передачу, его прочностные и геометрические расчеты зубчатых колес, валов и шпоночных соединений, проверка долговечности подшипников качения, выбор смазки зубчатых колес и расчет открытой передачи. Расчет на пояснительной записке. Прилагаются сборочный чертеж редуктора со спецификацией на его детали, кинематическая схема привода и рабочий чертеж зубчатого колеса.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

электродвигатель кинематический привод передача

Определяем коэффициент полезного действия привода.

, (1)

где - коэффициент полезного действия для пары цилиндрических колес;

- коэффициент полезного действия для пары подшипников качения;

- коэффициент полезного действия для ременной передачи;

- потери в опорах рабочего органа.

,

Мощность на валу рабочего органа:

, (2)

.

Требуемая мощность электродвигателя:

, (3)

.

По таблице П1 [ ] выбираем электродвигатель с условием, что , тогда.

Вычисляем частоту вращения двигателя с учетом скольжения, ,

, (4)

где - синхронная скорость двигателя,;

S - скольжение, равное 3,3.

.

Угловая скорость вала двигателя,

. (5)

Угловая скорость рабочего органа

. (4)

Частота вращения рабочего органа, ,

. (8)

Определяем передаточное отношение привода i

. (1)

Передаточное число привода,

. (12)

Разбиваем полученное число между редуктором и открытой передачей

, (11)

где - передаточное число редуктора, принимаем 5;

- передаточное число открытой передачи, определим по формуле

. (12)

Определим частоту вращения вала редуктора с меньшим колесом, ,

. (13)

Определим частоту вращения вала редуктора с большим колесом, ,

. (14)

Определим угловую скорость вала редуктора с меньшим колесом,

. (15)

Определим угловую скорость вала редуктора с большим колесом,

. (16)

Вращающие моменты на валу с малым и большим колесом, соответственно, Нм

. (14)

. (18)

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Определяем контактные напряжения,

, (11)

где , МПа;

HB - твердость по Бринеллю;

- коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации принимается равным 1.

- коэффициент безопасности равен 1,1 [ ]

Вычисляем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответственно

,

.

Вычисляем результирующее напряжение , МПа

(22)

Исходя из условия расчет в дальнейшем производим с контактным напряжением равным.

2.2 Проектный расчет зубьев на контактную прочность

Определяем межосевое расстояние по формуле

, (21)

где K_a=43;

К_н - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями в зацеплении и по длине одного зуба, равен 1,25.

- коэффициент ширины колеса, равен 2,4

.

Расчетное значение округляем до стандартного:

Вычисляем нормальный модуль зацепления

.

Стандартное значение модуля - 2.

Примем предварительно угол наклона зубьев

, .

Определяем число зубьев шестерни по формуле

.

Округляем до .

Уточняем значение по формуле

,

где z₂=z₁u_ред

2.3 Определение основных размеров колес

Определяем основные размеры колес:

Делительные диаметры ,мм определяем по формуле

,

,

.

Проверяем межосевое расстояние a_w , мм

Отклонение от ранее рассчитанного значения межосевого расстояния не превышает 3%.

Диаметры вершин зубьев мм

,

Ширина колес мм

2.4 Проверочный расчет на контактную прочность

Проверку контактных напряжений производим по формуле

Так как : 411,53<412,11, следовательно, расчет выполнен правильно.

Силы, действующие в зацеплении:

 окружная сила,

;

радиальная сила,

,

где

 осевая сила,

2.5 Определение допускаемых изгибных напряжений зубьев

Определяем допускаемое напряжение изгиба,

,

где ;

[S_F] - коэффициент безопасности, равный 1,45.

Находим коэффициенты формы зуба шестерни,, и колеса,, (в зависимости от числа зубьев) [ ].

Вычисляем отношения:

,

В дальнейшем расчет ведем для второго колеса, так как для него отношение, вычисленное по формуле ( ), меньше.

2.6 Проверочный расчет зубьев на изгибную прочность

где - коэффициент нагрузки [ , с. 215]

3,6 , [ , с. 42]

- коэффициент учитывающий наклон зубьев;

, [ , с. 216]

b - ширина того из колес передачи, для которого отношение ( ) меньше.

Так как , следовательно, проверочный расчет зубьев на изгибную прочность удовлетворяет требованиям.

3. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Выполнятся без учета деформации изгиба, только на кручение.

Ведущий вал: диаметр выходного конца вала,

,

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 25 МПа.

Округляем полученное значение до 22 мм.

Находим значение ,мм.

.

Ведомый вал, диаметр выходного конца вала,

где - допускаемое напряжение на кручение, равное 22 МПа.

Округляем полученное значение до 42 мм.

Находим значение ,мм.

Находим значение ,мм.

Длины участков валов определяются в зависимости от ширины насаживаемых деталей.