Выбор электродвигателя редуктора. Кинематический и силовой расчёт привода. Общее передаточное число привода

Исходные данные:

                                                                                                                                                          Таблица 1

                                                             0вал

            2вал           1вал

                                                Рис.1

Кинематическая схема редуктора.

Введение.

Основная цель курсового проекта – овладеть навыками проектирования. Работа над проектом складывается из выполнения расчетов, рационального выбора материалов и форм деталей, так чтобы обеспечить их высокую экономичность, надежность и долговечность.

Редукторы широко применяют в различных областях машиностроения, особенно в подъемно-транспортном, металлургическом, химическом машиностроении, судостроении. В частности редуктор можно применить как привод к ленточному конвейеру.
1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода.

1.1. Найдём КПД привода:

h_м=0,97, h_подш.=0,99, h_{цил.пер.}=0,98, h_{рем.пер.}=0,96 (Чернавский, табл.1.1, стр.5).

1.2. Выбор электродвигателя:

Выбираем двигатель 180М8 асинхронный серии 4А, закрытый, обдуваемый,       n_синхр.=750об/мин, P_дв.=15 кВт, S=2,5% (Чернавский п.2.1., стр.390).

Найдём номинальную частоту вращения:

n₁=n_ном

1.3. Общее передаточное число привода:

Частота вращения приводного вала

     

Тогда  где

U_рем.=5 (Чернавский п.1.3., стр.7).

1.4. Кинематиченский и силовой расчёт привода:

Вал	n, об/мин	w, c-1	T,
0	n0=731	w0=76,5	T0=166
1	n1=146	w1=15,3	T1=773
2	n2=29	w2=3	T2=3600

                                                      Таблица 2

2. Расчёт закрытой зубчатой передачи:

2.1. Выбор материала колёс:

Чернавский, с.88, табл. 4.5

Шестерни: Сталь 45, улучш.,

Колесо: Сталь 45, улучш.,

2.2. Допустимые контактные напряжения:

2.3. Межосевое расстояние:

2.4. Нормальный модуль зацепления: m_n=(0,01…0,002)a_W=3,2…6,4

Соблюдая ГОСТ 9563-70 выберем:

m_n=5 мм

2.5. Угол наклона зубьев:

Назначаем предварительно угол наклона зубьев b=10°

Найдём число зубьев шестерни:

Уточним передаточное число:

Уточним угол наклона зубьев:

2.6. Основные размеры зубчатых колёс:

Делительные диаметры:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

2.7. Ширина колёс:

2.8. Коэффициенты ширины шестерни по диаметру:

2.9. Окружная скорость колёс:

Этой скорости соответствует 8-я степень точности (Чернавский, стр.96).

2.10. Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям:

Перегруз менее 5%, допускается.

T₂=3,6*10⁶ H*мм;

(Чернавский табл.3.6., стр.40)

2.11. Силы зацепления:

Окружная

Радиальная

Осевая сила

2.12. Проверка зубов колёс на выносливость по напряжениям изгиба:

Найдём эквивалентное число зубьев:

По ГОСТ 21354-75 (Чернавский, стр.42) назначаем коэффициент формы зуба

y_F1=4, y_F2=3,6

Допускаемое напряжение изгиба:

Найдём отношение:

Второе отношение больше первого, поэтому в данном зацеплении шестерня будет более слабым звеном, поэтому расчет на выносливость по напряжениям изгиба будем производить только для шестерни:

Коэффициент компенсации погрешности y_b=

Коэффициент торцевого и осевого перекрытия:

Коэффициент неравномерности нагрузки

Напряжения изгиба на шестерне, т.е. имеется запас прочности по напряжениям изгиба

3. Расчёт клиноременной передачи:

Исходные данные:

Передаваемая мощность Р=15 кВт

Частота вращения ведущего шкива n₀=731 об/мин

Передаточное число u_p=5

Скольжение ремня e=0,015

3.1. Выбор сечения ремня

По табл.5.6 (с.69) в зависимости от Т₀=166 Н*м рекомендуется выбрать сечение В ремня с площадью поперечного сечения F=230 мм²

3.2. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива:

По табл.5.6 выбираем d_0min=200мм

3.3. Выбор расчетного диаметра ведущего шкива d₀

Для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется брать шкив на 1-2 порядка больше

Из стандартного ряда (с.68) принимаем d₀=224мм

3.4. Димаетр ведомого шкива d₁

Ближайшее стандартное значение d₁=1120 мм

3.5. Фактическое передаточное число

Пересчитываем

Расхождение с заданным Dn₁=1.24% (при допускаемом расхождении до 3%)

Итак, принимаем

d₀=224 мм

d_`=1120 мм

3.6. Ориентировочное межосевое расстояние

Высота сечения клинового ремня по табл.5.6  h=13,5 мм

a_min=0.55(d₀+d₁)+h=0,55(1120+224)+13,5=752,7 мм

a_max=2(d₀+d₁)=2(1120+224)=2688 мм

Принимаем близкое к среднему значению а=1700 мм

3.7. Расчетная длина ремня:

Ближайшая по стандарту длина (с.68) L=5600 мм

3.8. Уточняем межосевое расстояние:

Вычисляем  и определяем новое значение а с учетом стандартной длины L:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01L для того, чтобы облегчить надевание ремней на шкив. Для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025L

В нашем случае необходимые перемещения составят:

В меньшую сторону 0,01*5600=56 мм

В большую сторону 0,025*5600=140 мм

3.9. Угол обхвата меньшего шкива:

3.10. Скорость ремня:

n=0,5w₀d₀=0,5*76,5*224*10^-3=8,57 м/с < [n]=25 м/с

3.11 Частота пробегов ремня:

Не превышает допускаемое

3.12. Окружное усилие

По табл.5.7 находим величину окружного усилия р₀, передаваемого одним клиновым ремнем сечения В:

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[p]=p₀C_aC_LC_p

C_a=1-0.003(180-a₀)=1-0.003(180-150)=0,91

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня

С_L=0.3(L/L₀)+0.7

Т.к. расчетная длина L=5600=L₀, то С_L=1

Коэффициент режима работы при спокойном характере нагрузки С_Р=1

Следовательно [p]=592,17*0,91*1*1=511,6 Н

Определяем окружное усилие, передаваемое комплектом клиновых ремней

3.13. Расчетное число ремней

Примем z=4

3.14. Сила предварительного натяжения одного клинового ремня

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения s₀=1,6 Н/мм²

Предварительное натяжение каждой ветви ремня

F₀=s₀F=1,6*230=368 Н

3.15. Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня

Рабочее натяжение ведущей ветви

Рабочее натяжение ведомой ветви

3.16. Сила давления на вал

Сила давления клиноременной передачи на вал

3.17. Ширина шкивов

В_шк=(z-1)e+2f=(4-1)*25.59+2*17=111

f=17, e=25,5 (табл.7.12)

4. Расчёт валов и подбор подшипников по динамической грузоподъемности:

4.1.Ведущий вал:

Ведущий вал экономично выполнить в виде вала шестерни, если передаточное число выше 2,8 – наш случай.

  где Т₁=773*10³ Н*мм

Для стали 45 [t]=2025 МПа, возьмём [t]=20 МПа

Принимаем стандартное значение d_в1=60 мм (Чернавский, с.296)

По каталогу находим диаметр ротора двигателя d_дв=55мм (Чернавский, с.520, табл.П1)

У нас ременная передача, поэтому d_в1>0,75d_дв, условие выполняется

По табл.11.1 [T]=1000Н*м Из табл.11.5.  d_м=60мм    l_м=105

Выбор подшипников для ведущего вала

Т.к. редуктор косозубый, то на оба вала ставятся радиальные шарикоподшипники.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1=d_в1+(5…10)мм=65 мм

Тип подшипника 213, легкой серии. В=23 мм.

Силы, действующие на вал шестерню: F_t=14,5 кH, F_r=5,36 кH, F_a=2,6 кH,

Сила муфты F_M=

Построим эпюру изгибающих моментов M_z в вертикальной плоскости. Предварительно найдем реакции опор

Проверка F_B-R_B1-R_B2+F_r=0

2,86-1,76-6,43+5,36=0

Горизонтальная плоскость

4.2. Подбор подшипника для ведущего вала по динамической грузоподъёмности.

Подбор осуществляется по наиболее нагруженной опоре №2.

Найдём отношение

 

Найдём эквивалентную нагрузку, действующую на подшипник №2:

Найдём долговечность подшипника:

Вывод: На первый ведущий вал ставим радиальные шарикоподшипники легкой серии №213 ГОСТ2338-75.

4.3. Расчет ведомого вала:

Примем d_в2=90 мм.

Примем диаметр под подшипники d_п2=95 мм.

d_k2=100 мм. Выбираем радиальные шарикоподшипники легкой серии №219: В=32 мм, С=108 кН, С₀=69,5 кН.

Силы, действующие на колесо: F_t=14,5 кH, F_r=5,36 кH, F_a=2,6 кH,

Сила муфты F_M=

Построим эпюру изгибающих моментов M_z в вертикальной плоскости