Смекни!
smekni.com

Расчет редуктора 3 (стр. 1 из 5)

содержание

содержание.. 2

Задание на проектирование.. 3

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода 4

2. Расчет зубчатых колес редуктора.. 6

3. Предварительный расчет валов редуктора.. 11

4. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА.. 13

4.1. Конструктивные размеры шестерни и колес. 13

4.2. Конструктивные размеры корпуса редуктора. 13

4.3.Компановка редуктора. 14

5.ПОДБОР И ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА, ОПОРНЫЕ РЕАКЦИИ.. 16

5.1. Ведущий вал. 16

5.2.Ведомый вал. 18

6.ЗАПАС УСТАЛОСТНОЙ ПРОЧНОСТИ. Уточненный расчет валов.. 22

6.1.Ведущий вал. 22

6.2.Ведомый вал: 24

7. Расчет шпонок.. 28

8.ВЫБОР СМАЗКИ.. 28

9.СБОРКА РЕДУКТОРА.. 29

ЛИТЕРАТУРА.. 30

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор для привода к ленточному конвейеру.

Кинематическая схема:

1. Электродвигатель.

2. Муфта электродвигателя.

3. Шестерня.

4. Колесо.

5. Муфта барабана.

6. Барабан ленточного конвейера.

Технические требования: мощность на барабане конвейера Рб=8,2 кВт, частота вращения барабана nб=200 об/мин.

1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

КПД пары цилиндрических зубчатых колес ηз=0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ηп.к=0,99; КПД муфты ηм=0,96.

Общий КПД привода

ηобщм2·ηп.к3·ηз=0,972·0,993·0,96=0,876

Мощность на валу барабана Рб=8,2 кВт, nб=200 об/мин. Требуемая мощность электродвигателя:

Рдв=

=
=
9.36 кВт

Интервал рекомендуемых оборотов двигателя:

Nдв=nб·(2...5)=

= 400…1000 об/мин

Выбираем электродвигатель, исходя из требуемой мощности Рдв=9,36 кВт, электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А160M6У3, с параметрами Рдв=11,0 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя:

nдв=

об/мин.

Передаточное число i=u= nном/ nб=731/200=3,65

Определяем частоты вращения и угловые скорости на всех валах привода:

nдв= nном=731 об/мин

n1= nдв=731 об/мин

об/мин

nб=n2 = 200,30 об/мин

,

где

- частота вращения электродвигателя;

- номинальная частота вращения электродвигателя;

- частота вращения быстроходного вала;

- частота вращения тихоходного вала;

i=u - передаточное число редуктора;

- угловая скорость электродвигателя;

-угловая скорость быстроходного вала;

-угловая скорость тихоходного вала;

-угловая скорость приводного барабана.

Определяем мощность и вращающий момент на всех валах привода:

Рдвтреб = 9,36 кВт

Р1дв ·ηм=9.36·0,97=9,07 кВт

Р21·ηп.к2·ηз=9,07·0,992·0,96=8,53 кВт

Рб2· ηм·ηп.к=8.53·0,99·0,97=8,19 кВт

где

- мощность электродвигателя;

- мощность на валу шестерни;

- мощность на валу колеса;

- мощность на валу барабана.

Определяем вращающий момент электродвигателя и вращающие моменты на всех валах привода:

где

- вращающий момент электродвигателя;

- вращающий момент быстроходного вала;

- вращающий момент тихоходного вала;

- вращающий момент приводного барабана.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Для шестерни и колеса выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

- для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230;

- для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

Рассчитываем допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где σH lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL – коэффициент долговечности;

[SH] – коэффициент безопасности.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

σH lim b=2НВ+70;

КHL принимаем равным 1, т.к. проектируемый срок службы более 5 лет; коэффициент безопасности [SH] =1,1.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

для шестерни

=
МПа

для колеса

=
МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа.

Условие

выполнено.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев найдем по формуле:

,

где

- твердость поверхностей зубьев. Для симметричного расположения колес относительно опор и при твердости материала ≤350НВ принимаем
в интервале (1 – 1,15). Примем
=1,15;

ψba=0,25÷0,63 – коэффициент ширины венца. Принимаем ψba = 0,4;

Ka= 43 – для косозубых и шевронных передач;

u - передаточное число. и = 3,65;

.

Принимаем межосевое расстояние

, т.е. округляем до ближайшего целого числа.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

mn=

=
мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=2 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 10о и рассчитаем число зубьев шестерни и колеса:

Z1=

Принимаем z1=34, тогда число зубьев колеса z2=z1·u=34·3.65=124,1. Принимаем z2=124.

Уточняем значение угла наклона зубьев:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

мм;