Привод общего назначения. Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя

Содержание

Введение.

1. Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя.

2. Расчет зубчатой передачи

3. Предварительный расчет валов.

4. Предварительный выбор подшипников.

5. Проверочный расчет подшипников.

6. Соединение вал-ступица

7. Конструирование корпуса редуктора.

8. Расчет валов на прочность

9. Выбор муфт

10. Смазывание подшипников

11. Технико – экономические показатели

Литература

Введение

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 угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по отношению к ведущему.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (момент на выходном валу, мощность и частота вращения и т.д.) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

1.  типу передачи (зубчатые, червячные, планетарные, волновые и т.д.)

2.  числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)

3.  типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т. д.)

4.  относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные)

5.  особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)

Возможность получения больших передаточных чисел при сравнительно малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

В данном курсовом проекте приведён расчёт и конструирование цилиндрического, косозубого, двухступенчатого, соосного редуктора.

	БНТУ 400102.00.00 ПЗ

1.Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя.

Рис.1 Кинематическая схема разрабатываемого редуктора

1 – электродвигатель, 2 – муфта упругая, 3 – редуктор, 4 – муфта жестко-коммпенисирующая,  5 – барабан приводной.

Исходные данные:  

График нагрузок:

БНТУ.400102.00.00 ПЗ

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

Рис. 2

1.1 Выбор электродвигателя, кинематический  и силовой расчет.

По табл. 1.1 [1, с.4] примем:

-  КПД пары цилиндрических зубчатых колес ;

-  коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ;

-  коэффициент потерь муфт ;

Общий КПД привода .

Затрачиваемая мощность на барабане:  Р_б = F_tJ = 3,2 ^. 1,2 = 3.84 (кВт).

Отсюда требуемая мощность двигателя:

Для данного значения мощности электродвигателя выбираем марку двигателя серии 4А, из табл. 24.8 [1, с.377]:

-  тип 132S6;

-  синхронная частота вращения – 1000 мин^-1;

-  асинхронная частота вращения – 965 мин^-1.

Общее передаточное число (оно же соответствует передаточному числу редуктора):

Передаточное число тихоходной косозубой передачи:

                                                 [1,c.7]

Передаточное число быстроходной косозубой передачи:

Частота вращения барабана:

Частоты вращения валов:

Определение мощности на валах привода производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле

где     – мощность на расчетном валу, кВт;

БНТУ.400102.00 ПЗ

          – мощность на предыдущем валу, кВт;
 – КПД передачи между двумя валами.

Мощности на валах привода:

Вращающие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где     – искомый крутящий момент на валу, ;

 – крутящий момент на предыдущем валу, ;

 – передаточное число цепи.

Значения мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах

Номер вала	Параметры
	Рi,кВт	ni, мин--1	Ti, Н.м
Вал двигателя	4,31	965	42,6
1	4,17	965	41,3
2	4,1	206,7	190
3	3,93	57,3	655
Вал барабана	3,84	57,3	640

	БНТУ 400102.00.00  ПЗ

2. Расчет зубчатой передачи.

Тихоходная передача

Исходные данные:

Частота вращения n₂ = 206,7 об/мин; n₃ = 57,3 об/мин.

Передаточное число u_T =3,6.

График нагрузок см. рис. 2.

Материалы шестерни и зубчатого колеса.

Материал шестерни:

Сталь 40Х

НВ 265

(улучшение)

Материал колеса:

Сталь 40Х

НВ235

(улучшение).

2.1.Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемое контактное напряжение для кососубой передачи

                                      [3.c4]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, где  s_Hlimb – предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, S_Hmin – минимальный коэффициент запаса прочности, Z_n – коэффициент долговечности,Z_L – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала, Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, Z_L – коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, Z_L – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Принимаем произведение следующих коэффициентов следующее:

Z_L Z_R Z_J Z_X = 0,9.                                                               [3,c.12]

                                                      [3,c.5]

Шестерня      .

Колесо           .

Так как выход из строя редуктора не связан с тяжелыми последствиями, то по табл.2 [3,с.6]

S_Hmin = 1,1.

Коэффициент Z_n определяется по следующим формулам:

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

                                                             при N_HE<N_HG                                                                          [3,c.7]

  при N_HE>N_HG                                         [3,c.7]

где N_HG – базовое число циклов напряжений, N_HЕ – эквивалентное число циклов напряжений.

 

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

                                          [3,c.7]

Шестерня      .

Колесо          

                                                  [3,c.8]

где с=1 – число колес в зацеплении, m=6 – показатель наклона кривой усталости, Т₁=Т_max – наибольший номинальный момент.

Определим ресурс    L_h = 24^.365^.К_сут^. К_год^. L_год                                                                    [3,c.9]

L_h = 24^.365^.0.25^.0.5^.6 = 6570 (ч)

т.к. N_HE2<N_HG2, то

т.к. N_HE1>N_HG1, то

.

Допускаемые напряжения для каждого колеса:

Допускаемое контактное напряжение:

Необходимо, чтобы выполнялось условие:

.

Условие выполнилось

2.2. Расчет зубчатых передач на контактную усталость активных поверхностей зубьев.

Тихоходная передача

1.  Определяем ориентировочное значение среднего делительного диаметра шестерни

;                                       [2,c.57]

где К_d = 675 – вспомогательный коэффициент, Т_2Н – вращающий момент