Привод цилиндрическо-цилиндрический. Частота вращения выходного вала привода. Проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой

Техническое задание

Привод цилиндрическо-цилиндрический

Исходные данные

Частота вращения выходного вала привода,  об / мин
Мощность на выходном валу привода, кВт
Срок службы привода, тысяч часов	20000
Реверсивность	Реверсивный
Нагрузка спокойная, постоянная

3

1 Введение

Проект - это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание с принципиальными обоснованиями, и пр.

Конструктор должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие расчеты; из множества форм, которые можно придать детали, из множества материалов, обладающих многочисленными и разнообразными свойствами, он должен выбрать такие, которые позволяют наивыгоднейшим образом использовать эти свойства для повышения эффективности и надежности изделия.

Целью данной работы является проектирование привода в соответствии с предложенной кинематической схемой.

Наиболее существенную часть задания составляет расчет и проектирование редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

4

2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

В соответствии с рекомендациями [4, табл.1.1] назначаем:

КПД муфты 0,98; принимаем .

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения        0,99-0,995; принимаем .

КПД  пары цилиндрических зубчатых колёс 0,96-0,97; принимаем .

КПД открытой цилиндрической передачи 0,90-0,95; принимаем .

Общий  КПД редуктора

.

Требуемая мощность электродвигателя

.

Учитывая стандартный ряд передаточных чисел  [4, с. 36], намечаем частные передаточные числа  для цилиндрической закрытой передачи

для цилиндрической открытой передачи

Тогда передаточное число привода в первом приближении

Выбор электродвигателя

По требуемой мощности и частоте в соответствии с [4, П1] выбираем электродвигатель 4А80А4УЗ.

Его основные параметры:

а) номинальная мощность ;

б) номинальная частота вращения ;

в) диаметр выходного конца вала .

5

2.2 Общее передаточное отношение и разбивка его по ступеням привода

Передаточное отношение привода:

.

Для цилиндрической открытой передачи оставляем  .

Тогда для цилиндрической закрытой передачи находим

;

принимаем  .

Проверка 

2.3 Кинематический расчет привода

Определяем частоты вращения на валах привода:

Угловые скорости на валах привода:

Крутящие моменты на валах привода:

6

3 Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Выбор материала

Так как  в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость  НВ 230;

для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость  НВ 200.

3.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения

;

где– допускаемые контактные напряжения шестерни

– допускаемые контактные напряжения колеса;

 

KHL – коэффициент долговечности;

, где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

В зависимости от твёрдости материала для шестерни   циклов;

для колеса  циклов,

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

где   w – угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для шестерни      

для колеса         

Так как ,  то ,

 = 1,1 - коэффициент запаса.

Допускаемые контактные напряжения шестерни

;

7

допускаемые контактные напряжения колеса

.

Допускаемые контактные напряжения

.

3.3 Расчет геометрических параметров зубчатого зацепления

Коэффициент нагрузки  принимаем предварительно по [4, табл.3.1], как в случае несимметричного расположения колёс, значение

По рекомендациям [4, стр.36] принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию  (косозубое зацепление).

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

.

Ближайшее большее стандартное значение .

Нормальный модуль зацепления  ;

принимаем   из стандартного ряда значений.

Примем предварительно угол наклона зубьев   и определим числа зубьев шестерни и колеса :

;

принимаем  z1=34;

            ; принимаем .

Пересчитываем передаточное отношение

.

Погрешность

.

Уточнённое значение угла наклона зубьев:

;

= градусов.

8

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

;

.

Проверка:

.

Диаметры вершин зубьев:

;

.

Ширина колеса:

;

принимаем .

Ширина шестерни:

.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Окружная скорость колёс и степень точности передачи:

.

При такой скорости следует принять 8-ю степень точности.

3.4 Определение действующих контактных напряжений

Коэффициент нагрузки  .

По [4, табл.3.5] принимаем:

при ;

при несимметричном расположении колёс по отношению к опорам  и твёрдости HB350 принимаем ;

при скорости v=2,082 м/с, 8-й степени точности принимаем ;

для косозубого зацепления, твёрдости HB350 и скорости v=2,082 м/с принимаем ;

k=1,068 ∙1,061 ∙1,0=1,133.

Проверка контактных напряжений:

;

<=409,1 МПа.

9

3.5 Силовой расчет передачи

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

;

радиальная

, где α - стандартный угол зацепления;

осевая

.

3.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Проверяем прочность зуба колеса по формуле [4, cтр. 46]:

 ;

здесь коэффициент нагрузки ;

при=1,125;

при несимметричном расположении колёс по отношению к опорам