Расчет дыухступенчатого редуктора (стр. 1 из 5)

2.Срок службы привода редуктора.

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяем по формуле:

L_h=365L_rK_rt_cK_cK_П

К_r=20*12/365=0,657

K_c=6/8=0,75

L_h=365*5*0,657*8*0,75*0,85=6115 г.

L_h – срок службы привода, лет;

К_r – коэффициент годового использования;

t_c – продолжительность смены, ч. t_c=8ч;

K_c– коэффициент сменного использования;

K_П – коэффициент простоя (15%) – 0,85

2. Выбор двигателя.

2.1. Определение номинальной мощности двигателя.

2.1.1. Определяем требуемую мощность рабочей машины P_рм, кВт :

P_рм=Fv

P_рм=3,0*0,55=1,65 кВт.

F – тяговая сила цепи, кН;

v – скорость грузовой цепи, м\с.

2.1.2. Определяем общее КПД привода:

h=h_зпh_опh³_подшh_м

где h_з.п – КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]

h_оп-КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]

h³_подш - КПД подшипников (качения, скольжения) [ 1, табл. 2.2]

h_м-КПД муфты [ 1, табл. 2.2]

h=0,95*0,92*0,99³*0,98=0,83

2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя P_дв, кВт :

P_дв= P_рм/h

P_дв=1,65/0,83=1,99 кВт

2.1.4. Определяем номинальную мощность двигателя P_ном, кВт:

P_ном

P_дв[ 1, табл. 2.1]

2,2 кВт > 1,99 кВт

2.1.5. Выбор типа двигателя:

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Табл. 2.1.

Вариант	Тип двигателя	Ном. мощностьP_ном, кВт	Частота вращения,об/мин
Вариант	Тип двигателя	Ном. мощностьP_ном, кВт	Синхрон.	При ном. режиме
1	4АМ112MA8У3	2,2	750	700
2	4АМ100L6У3	2,2	1000	950
3	4АМ90L4У3	2,2	1500	1425
4	4АМ80B2У3	2,2	3000	2850

[ 1, К9]

2.2. Определение передаточных чисел.

2.2.1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм , об/мин:

N_рм=v60*1000/ZP

N_рм=0,55*60*1000\9*100=36,6 об\мин

Z – число зубьев звездочки;

P – шаг грузовой цепи, мм.

2.2.2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности P_nom:

U₁=n_ном1\n_рм; U₁=700/36,6=19,13

U₂=n_ном2\n_рм;U₂=950/36,6=25,96

U₃=n_ном3\n_рм; U₃=1425/36,6=38,93

U₄=n_ном4\n_рм;U₄=2850/36,6=77,87

Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const = 4,5

Табл. 2.2.

передаточное число	1	2	3	4
n_номин	700	950	1425	2850
U	19,13	25,96	38,93	77,87
U_зп	4,5	4,5	4,5	4,5
U_оп=U\ U_зп	4,25	5,77	8,65	17,3
+

2.2.3.Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dn_pm , об/мин:

Dn_pm=n_pmd/100

Dn_pm=36,6*5/100=1,83 об/мин

d - допускаемое отклонение скорости грузовой цепи, %.

2.2.4.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала

рабочей машины с учетом отклонения [n_рм], об/мин:

[n_рм]=n_рм ±Dn_pm

приняв Dn_pm=+1,83 об/мин:

[n_рм]=36,6+1,83=38,43 об/мин;

2.2.5 Определение фактического передаточного числа привода u_ф:

u_ф=n_ном /[n_рм]

u_ф=700/38,43=18,21

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

u_оп=u_ф/u_зп; u_оп=18,21/4,5=4,05

u_зп=u_ф/u_оп; u_зп=18,21/4,05=4,5

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода

P_дв=P_двω_ном=∏n_ном/30n_дв=n_номT_дв=P_дв/ω_ном

P_Б=P_двn_мn_пкω_Б=ω_номn_Б=n_номT_Б=T_двn_мn_пк

P_Т=P_Бn_зпn_пкω_Т=ω_Б/u_зпn_Т=n_Б/u_зпT_Т=T_Бn_зпn_пкu_зп

P_рм=P_Тn_опn_скω_рм=ω_Т/u_опn_рм=n_Т/u_опT_рм=T_Тn_опn_псu_оп

2.4. Табличный ответ

Таблица 2.2. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112MA8У3 P_ном=2,2 кВт n_ном=700 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
Параметр	h_зп.	h_зп	Параметр	ДВ	Б	Т	РМ
Передаточ - ное число u	4,5	4,05	Расчетная мощ-ность P, кВт	1,99	1,93	1,82	1,66
Передаточ - ное число u	4,5	4,05	Угловая скорость ω, 1/с	73,26	73,26	16,28	4,02
КПД n	0,95	0,92	Частота вра- щения n, об/мин	700	700	155,5	38,4
КПД n	0,95	0,92	Вращающий момент T, Н*м	27,16	26,35	111,52	431,68

3. Выбор материала зубчатых передач.

3.1. Выбор материала

3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:

для шестерни – сталь 45 : твердость 269…302 НВ
для колеса – сталь 45 : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение

НВ_ср= НВ_min+ НВ_max/2

НВ_ср1=(269+302)/2=285,5

НВ_ср2=(235+262)/2=248,5

НВ_ср1-НВ_ср2=285,5-248,5=37 20<37<50

3.1.2. Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]

Для шестерни б_в=890 Н/мм²

б_-1=380 Н/мм²

Для колеса б_в=780 Н/мм²

б_-1=335 Н/мм²

3.1.3. Предельные размеры [ 1, табл. 3.2]

Заготовка шестерни D_пред=80мм

Заготовка колеса S_пред=80мм

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); N_HO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N=573ωL_h. Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; L_h – срок службы привода, ч.

Так как N₁>N_ho₁ и N₂>N_ho₂, то коэффициенты долговечности K_hL₁=1 и K_hL₂=1.

N_H01=16*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

N_H02=10*10⁶ число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

N₁=573*73,26*6115=256695347,7

т.к N₁>N_HO1, то K_HL1=1

N₂=573*16,28*6115=57043410,6

т.к N₂>N_HO₂, то K_HL₂=1

3.2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения [б]_H

[б]_H1=K_HL1[б]_HO1

[б]_HO1=1,8HB_ср+67[ 1, табл. 3.1]

[б]_HO1=1,8*285,5+67=580,9 Н/мм²

[б]_H2=K_HL2[б]_HO2

[б]_HO2=1,8HB_ср+67

[б]_HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм²

min[б]_H=514,3 Н/мм²

3.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба,[б]F, Н/мм2

[б]_F1=K_FL₁[б]_FO1

[б]_FO1=1,03 HB_ср[ 1, табл. 3.1]

[б]_FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм²

=1 (N₁>N_FO)

[б]_F1=294,07 Н/мм²

[б]_F2=K_FL₂[б]_FO2

[б]_FO2=1,03 HB_ср

[б]_FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм²

=1(N₂>N_FO)

[б]_F2= 255,96 Н/мм²

min[б]_F= 255,96 Н/мм²

3.4. Табличный ответ

Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

D_пред

Термообра-

ботка

НВ_ср1

б_в

б_-1

[б]_H

[б]_F

S_пред

Н/мм²

Шестерня

Колесо

285,5

248,5

890

780

380

335

580,9

514,3

294,07

255,96

4. Расчет зубчатых передач редуктора.

4.1. Критерий технического уровня редуктора γ, кг.

γ =m\T₂≈10…20%

m=(0,1…0,2)T₂

m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг

4.2. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.2.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние a_w, мм.

K_a - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;

ψ_a=b₂/a_w – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψ_a =0,28;

u – передаточное число редуктора =4,5;

T₂ – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]_H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

K_Hß - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.

4.2.2. Определяем модуль зацепления m, мм.

m≥2K_mT₂10³/d₂b₂[б]_f

K_m – вспомогательный коэффициент - 6,8