Расчет и проектирование редуктора общего назначения

Страницы работы

Содержание работы

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1. Подбор двигателя

В качестве двигателя для привода будем использовать стандартный электродвигатель серии 4А. Двигатели этой серии имеют мощности в диапазоне от 0,25 до 7,5 кВт. Чтобы выбрать конкретный двигатель необходимо знать минимально потребную выходную мощность приводной станции и ее КПД.

Общий коэффициент полезного действия привода определим по формуле:

η = ηМ ∙ η2ПК ∙ ηПС ∙ ηЗП ∙ ηОП,

здесь

ηМ = 0,98

– КПД муфты;

ηПК = 0,992

– КПД пары подшипников качения;

ηПС = 0,985

– КПД пары подшипников скольжения;

ηЗП = 0,96

– КПД зубчатого зацепления закрытой передачи;

ηОП = 0,94

– КПД зубчатого зацепления открытой передачи;

η = 0,98 ∙ 0,9922 ∙ 0,985 ∙ 0,96 ∙ 0,94 = 0,858

Таким образом, общее КПД  привода равно 85,8%.

Определим минимальную потребную мощность двигателя. Она находится по формуле:

.

Здесь Pвых – выходная мощность установки, определяемая как

Pвых = Fv .

Подставляя числовые, значения получим

Pвых = 3000  ∙ 0,65  = 1650 Вт.

Следовательно,

.

Определим потребную частоту вращения выходного вала:

,

где dзв – диаметр звездочки грузовой цепи, определяемый по формуле:

,

Подставляя числовые, значения получим

.

Следовательно

.

Зная частоту вращения, определим число оборотов, которое совершает звездочка грузовой цепи в минуту:

; .

Передаточное отношение привода примем равным 17 (u = 17). Поэтому потребная частота вращения вала двигателя будет равна

,

 

или

.

Полученным выше потребным параметрам наиболее полно удовлетворяет двигатель 4AM132S8У3, обладающий следующими номинальными характеристиками: P0 = 4000 Вт; n0 = 720 об/мин.

Уточним передаточное число привода:

, .

Так как выбранная кинематическая схема является двухступенчатой, то выберем передаточные числа для каждой ступени. Для закрытой передачи значение передаточного числа выбираем из стандартного ряда (СТ СЭВ 221-75):

uЗП = 4. Передаточное число открытой ступени uОП определим исходя из того, что

uф = uЗПuОП,

следовательно

,

.

1.2. Кинематический и силовой расчет привода

Проведем кинематический и силовой расчет привода. Введем следующую систему индексов:           0 – вал двигателя;
                                    1 – быстроходный вал закрытой передачи;
                                    2 – тихоходный вал закрытой передачи (он же
                                          быстроходный для открытой передачи)
                                    3 – выходной выл привода (тихоходный открытой
                                          передачи).

Определим мощности Pi на валах:

P0 = 4000 Вт.

P1 = P0 ∙ ηМ ∙ ηПК;

P1 = 4000 ∙ 0,98 ∙ 0,992 = 3891 Вт.

P2 = P1 ∙ ηЗП ∙ ηПК;

P2 = 3891 ∙ 0,96 ∙ 0,992 = 3707 Вт.

P3 = P2 ∙ ηОП ∙ ηПС;

P3 = 3707 ∙ 0,94 ∙ 0,985 = 3432 Вт.

Найдем числа оборотов ni валов.

n0 = 720 об/мин.

n1 = n0; n1 = 720 об/мин.

n2 = n1 / uЗП; n2 = 720 / 4 = 180 об/мин.

n3 = n2 / uОП; n2 = 180 / 4,24 = 42,5 об/мин.

Выразим и частоты вращения ωi валов через число оборотов по формуле

Таким образом:

;

;

;

;

Вычислим значения крутящих моментов Ti для соответствующих валов по формуле:

Ti = Pi / ωi

T0 = 4000 / 75,4 с-1 = 53 Н∙м

T1 = 3891/ 75,4 с-1 = 51,6 Н∙м

T2 = 3707 / 18,8 с-1 = 196 Н∙м

T3 = 3432 / 4,45 с-1 = 772 Н∙м

Кинематические и силовые параметры привода

Тип

передачи

Передаточное

число

Частота

вращения, об/мин

Угловая

скорость, рад/с

Мощность

Вт

Крутящий

момент

n1

n2

ω1

ω2

Р1

Р2

Т1

Т2

Закрытая

4

720

180

75,4

18,8

3891

3707

53

196

Открытая

4,24

180

42,5

18,8

4,45

3707

3432

196

772

1.3. Определение ресурса привода

По условию технического задания привод должен проработать 4 года при эксплуатации в одну смену, продолжительностью 8 часов. Регламентированный срок службы привода в часах Lh можно определить по формуле:

Lh = 365 ∙ LгtсLс ∙ (1 – tпр).

Здесь    Lг = 5        – срок службы привода, год;
             tс = 8 ч      – продолжительность рабочей смены;
             Lс = 1        – число смен;
             tпр = 0,15   – относительное время вынужденного простоя.

Таким образом

Lh = 365 ∙ 5 ∙ 8 ч ∙ 1 ∙ (1 – 0,15) = 9 928 ч

Принимаем следующую величину ресурса Lh = 10 000 ч

2. Расчет закрытой передачи

Параметр

Обозначение

Значение

текущее

общее

Передаточное число

u

uЗП

4

Быстроходный вал

Число оборотов, об/мин

n1

n1

720

Частота вращения, с-1

ω1

ω1

75,4

Крутящий момент, Н∙м

T1

T1

53

Тихоходный вал

Число оборотов, об/мин

n2

n2

180

Частота вращения, с-1

ω2

ω2

18,8

Крутящий момент, Н∙м

T2

T2

196

2.1. Подбор материала и назначение термообработки

Для уменьшения металлоемкости шестерни и колеса принимаем, что разность средних твердостей по Бреннелю больше 70. При этом должно выполняться условие: для шестерни – средняя твердость по Роквеллу (шкала C) не меньше 45 единиц, а для колеса – средняя твердость по Бреннелю не превосходит 350 единиц.

В качестве базового материала выбираем Сталь 40Х. Для получения потребных характеристик заготовок назначаем:
для заготовки шестерни – улучшение и закалка токами высокой частоты;
для заготовки колеса – улучшение.

При этом получим следующие характеристики.

Заготовка шестерни:

Средняя твердость – H1ср = 47,5 HRC = 457 HB;

Предельные размеры заготовки – Dпред1 = 125 мм;

Допустимые напряжения – контакта:

[σ]H01 = 14 ∙ H1ср + 170;

[σ]H01 = 14 ∙ 47,5 HRC + 170 = 835 Н/мм2.

Изгиба – [σ]F1 = 310 Н/мм2 (предполагается, что модуль зацепления меньше чем 3 мм)

Заготовка колеса:

Средняя твердость – H2ср = 248,5 HB;

Предельные размеры заготовки – Sпред2 = 125 мм;

Допустимые напряжения – контакта:

[σ]H02 = 1,8 ∙ H2ср + 67;

[σ]H02 = 1,8 ∙ 248,5 HB + 67 = 514 Н/мм2.

Изгиба:

[σ]F02 = 1,03 ∙ H2ср;

[σ]F02 = 1,03 ∙ 248,5 HB = 256 Н/мм2.

2.2. Определение допустимых контактных напряжений

Зубчатые передачи с непрямым зубом при разности средних твердостей HB1ср – HB2ср ≥ 70 и твердости зубьев колеса меньше 350 единиц твердости по Бреннелю рассчитываются по среднему допускаемому напряжению:

[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2).

Здесь [σ]H1 и [σ]H2 – допустимые контактные напряжения шестерни и колеса, соответственно. Их значения можно найти по следующим зависимостям:

[σ]H1 = KHL1 ∙ [σ]H01; [σ]H2 = KHL2 ∙ [σ]H02

В этих выражениях KHL – коэффициент долговечности.

,

где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Похожие материалы

Информация о работе