
- •1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
- •Коефіцієнт корисної дії приводу
- •Де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.
- •2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для закритої конічної передачі
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •3 Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі
- •4 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для відкритої циліндричної косозубої передачі
- •Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
- •5 Розрахунок відкритої циліндричної зубчастої передачі
- •Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині. Колова швидкість у зачепленні
- •Еквівалентне число зубців шестерні і колеса
- •6 Проектний розрахунок валів редуктора
- •7 Підбір підшипників і ескізна компоновка редуктора
- •8 Побудова розрахункових схем валів і визначення реакцій в опорах
- •9 Перевірка довговічності підшипників
- •10 Перевірка міцності шпонкових з’єднань
- •11 Перевірний розрахунок валів
- •12 Вибір посадок основних деталей редуктора. Вибір сорту масла і системи змащування
- •Висновок
- •Перелік посилань на джерела
Вступ
Редуктором називають механізм, що складається з зубчастих або черв’ячних передач, виконаний у вигляді окремого агрегату та служить для передачі потужності від двигуна до робочої машини. Кінематична схема приводу може включати, крім редуктора, відкриті зубчасті передачі, ланцюгову або пасову передачу.
Призначення редуктора – пониження кутової швидкості та підвищення обертового моменту веденого вала у порівнянні з веденим валом.
Редуктори класифікують за наступними основними ознаками:
тип передачі ( зубчасті, черв’ячні або зубчасто-черв’ячні); число ступенів ( одноступеневі, двоступеневі і т. д.);
тип зубчастих коліс ( циліндричні, конічні, конічно-циліндричні і т. д. ); відносно розташування валів в просторі ( горизонтальні, вертикальні );
особливості кінематичної схеми ( розгорнута, співвісна, з роздвоєною ступінню).
Можливість отримання великих передаточних чисел при малих габаритах передачі забезпечують планетарні та хвильові редуктори.
Використання співвісної схеми в двохступеневих циліндричних редукторах дозволяє отримати менші габарити по довжині, що і є основною перевагою.
В співвісних редукторах швидкохідна ступінь переважно недовантажена. Це пояснюється тим , що зусилля , що виникають в зачепленні коліс тихохідної ступені, значно більше ніж в швидкохідній , а міжосьові відстані ступенів однакові. До числа недоліків співвісних редукторів відносять:
- великі габарити в напрямку геометричних осей валів;
- важкість змащення підшипників, що розташовані в середній опорі;
- велика відстань між опорами проміжного вала , що потребує збільшення його діаметра для забезпечення достатньої міцності та жорсткості.
1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
Джерелом енергії приводу є електродвигун.
Коефіцієнт корисної дії приводу
де
-
ККД муфти (табл.2.1[1]);
-
ККД закритої конічної передачі(табл.2.1[1]);
- ККД косозубої
циліндричної передачі(табл.2.1[1]);
-
ККД пари підшипників(табл.2.1[1]).
Розрахункова потужність двигуна
Де Рвих– потужність на вихідному валі приводу, Вт.
В табл.А.1 (додаток
А[1]) вибираємо за розрахунковою потужністю
Рдв.р
двигун асинхронний короткозамкнутий
серії 4А160S4, закритий продувний
потужністю
=15
кВт з синхронною частотою обертання
вала nc=1500
хв-1
і ковзанням S=2,3%.
Номінальна частота обертання вала двигуна:
Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу
З іншого боку
де
-
2…5 діапазон передаточного числа закритої
конічної передачі;
-
2…6 діапазон передаточного числа
циліндричної відкритої косозубої
передачі.
Враховуючи
діапазон вибираю передаточне число
відкритої передачі з таблиці 2.4 [1]
4,0.
А розрахункове передаточне число u2
визначаю
за формулою
Підбираю з таблиці
2.2 [1]
передаточне число, яке найближче то
таблиці,
.
Величину відхилення дорівнює визначимо
з формули
Остаточно приймаємо
:
Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна
nдв=1466 хв-1;
Вхідний вал редуктора (швидкохідний вал редуктора)
n1=
nдв=1466
хв-1;
с-1;
Вихідний вал редуктора (тихохідний вал редуктора)
Вихідний вал приводу
Результати обчислень зводимо у таблицю 1
Таблиця 1 – Результати розрахунку приводу
№ вала |
ni , хв-1 |
, с-1 |
Т , Нм |
Вал двигуна |
1466 |
153,4 |
85,07 |
Вхідний вал редуктора |
1466 |
153,4 |
84,22 |
Вихідний вал редуктора |
366.5 |
38,35 |
320,17 |
Вихідний вал приводу |
163,6 |
17,1 |
660,76 |
2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок допустимих напружень для закритої конічної передачі
Для виготовлення колеса – сталь марки 40, для шестірні сталь марки 50 (табл.3.2,[1]). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки згідно(табл.3.1,[1]) наступні:
для шестірні -
Н=240 НВ,
530
МПа,
790
МПа;
для колеса - Н=210
НВ,
400МПа,
700
МПа.
У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)[1]
де
-
границя контактної витривалості
поверхонь зубців, що відповідає базі
випробувань NНО.
Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою
;
.
Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]), оскільки термічною обробкою є поліпшення, то
для шестірні
=2ННВ+70=2240+70=550
МПа;
для колеса
=2ННВ+70=2210+70=490
МПа.
Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою
для зубців шестірні
;
для зубців колеса
.
Тут
- еквівалентне число циклів навантаження
за термін служби передачі
.
Коефіцієнт режиму
навантаження
визначають за табл.3.4[1] в залежності від
режиму навантаження і він рівний
,
а сумарне число циклів навантаження
зубців шестерні і колеса за формулою
;
,
де h – термін служби передачі в годинах;
n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв;
і – число одночасних зубчастих зачеплень.
Тоді
;
.
Так як для шестірні і колеса NНО NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1;
Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=1, при шорсткості поверхні зубців Rа=(0,63…1,25).
SH – коефіцієнт запасу міцності. Вибирається з меж SH= 1,1…1,2. Приймаємо SH=1,1.