Выбор электродвигателя. Кинематический расчет и силовой расчёт. Проверка долговечности подшипников

Введение……………………………………………………………………… 3

Техническое задание………………………………………………………… 2

1.Выбор электродвигателя. Кинематический расчет и силовой расчёт……………………………………………………….……... 5

2.Расчет зубчатых колес редуктора…………………………………………..7

3.Расчет открытой передачи ………………………………………………...13

4.Предварительный расчет валов редуктора……………………………….19

5.Конструктивные размеры шестерни и колеса……………………………21

6.Конструктивные размеры корпуса редуктора……………………………21

7.Проверка долговечности подшипников…………………………………..28

8.Проверка прочности шпоночных соединений……………………………32

9.Уточненный расчет валов………………………………………………….34

10.Посадки зубчатого колеса и подшипников……………………………...41

Введение.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельною агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального). В него помещают элементы передачи  – зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.   В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплении и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помешен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные  и т. д.). Возможности получения больших передаточных чисел при малых  габаритах  обеспечивают  планетарные  и  волновые  редукторы.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы бывают горизонтальными и вертикальными. Они могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый          редуктор.

Исходные параметры:

Мощность на тихоходном валу: P_T=1,4(кВт);

Частота вращения тихоходного вала: n_T=150(об/мин);

Ресурс работы редуктора: t=35 тыс.(часов);

Редуктор нереверсивный.

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Кинематический и силовой расчёт привода.

Выбор электродвигателя.

Примем [1, с 5]:

КПД закрытой зубчатой передачи:

h₁=0.98;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения:

 h₂=0.99;

КПД открытой зубчатой передачи

h₃=0,93;

КПД соединительной муфты

h₄=0,99;

к- количество пар подшипников;

n- количество муфт;

Общий КПД привода:

h=h_1×h_2×h₃^k h₄¹=0.98×0,93×0,99³ ×0,99¹=0.8755×;

Требуемая мощность электродвигателя [1, с 4]:

передаточное отношение:

u_прив=u_1×u₂=3×3,15=9,45

u_прив-среднее передаточное число привода;

u₁- среднее передаточное число закрытой передачи;

u₂- среднее передаточное число открытой передачи;

Требуемая частота вращения входного вала привода:

n_{вх.треб.}=n_{вых.треб.}×u_прив.=150×9,45=1418об/мин

Определение типа асинхронного двигателя:

По требуемой мощности Р_тр=1,6 кВт выбираем электродвигатель по ГОСТ 19523—81: с синхронной частотой вращения 1425 об/мин 4AM90L4Y3 с параметрами Р_дв=2,2 кВт.

Кинематический расчёт привода.

Общее передаточное отношение привода [1, с 8]:

u=n_вх/n₂=1418/150=9,45;

u=Öu_{прив =Ö}9,45=3,074;

u=u_прив/u_з.п.=9,45/3,15=3;

Принимаем по ГОСТ 2185-66 u_з.п.=3,15, u_о.п=3;

Определение частот вращения угловых скоростей и крутящих моментов:

n_вх.=n_дв.=1425 об/мин;

n_вых.1=n_дв./u₁=n_вх.2=452,38 об/мин;

n_вых2=n_дв/u_прив.=150,8 об/мин;

Угловые скорости на валах:

на ведущем валу:

на ведомом валу:

Крутящие моменты:

на ведущем валу:

на ведомом валу:

2. Расчет зубчатых колес редуктора.

Так как в задании нет особых требований в отклонении габаритов передачи выбираем материалы со средними механическими характеристики. Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

Принимаем для шестерни Сталь 45 улучшенную с твердостью HB230; для колеса Сталь 45 улучшенную с твердостью HB200.   [1,таб.3.3]

Допускаемые контактные напряжения:

   [1,ф.3.9];

-предел контактной выносливости при базовом цикле,

К_HL-коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают равным единице. Коэффициент безопасности [S_H]=1.1. 

Здесь принято для шестерни:

=410 (МПа)

Определение геометрических параметров конической передачи.

Принимаем предварительно для косозубых передач К_а=43; коэффициент К_Hβ=1.15-для симметрично расположенных зубчатых колёс относительно опор и твёрдостью поверхностей зубьев HB≤350; для шевронных колёс    коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию принимаем Ψ_ba=0.4.

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев[1, с32. ф.3.7]:

Принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n=1.25(мм).

Принимаем предварительный угол наклона зубьев β=10˚ и определим число зубьев шестерни и колеса [1,с.37]:

z₂=95;

Уточнённое значение угла наклона зуба:

Основные размеры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни [1,ф.3.17]:

   делительный диаметр колеса:

;

Проверка:a_ω=(d₁+d₂)/2=(38+122)/2=80(мм);

диаметры вершин зубьев [2,стр.61]:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру [1,ф.3.8]:

;

Средняя окружная скорость колес и степень точности передачи:

Для косозубых передач назначают 8-ю степень точности.[1,стр.32]

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент нагрузки:

При , симметричном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент