Задание

Потребляемая мощность Р3, кВт	Частота вращения n3, мин-1	Термообработка зубьев	Срок службы Lг , лет	Ксут	Кгод
7	36	Ц+ТВЧ	5	0,2	0,8

СОДЕРЖАНИЕ

1. Срок службы машинного агрегата

2 Выбор двигателя

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач

4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи

4.2 Расчет закрытой червячной передачи

5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

5.2 Определение консольных сил

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материалов валов

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

7. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8. Проверочный расчет подшипников

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпонок

9.2 Проверочный расчет валов

10. Технический вывод редуктора

Определение массы редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора

1. Срок службы машинного агрегата

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяется по формуле;

,

где L_г – срок службы привода, 5 года;

t_c – продолжительность смены, 8 ч;

L_c – число смен, 2 смены.

ч.

Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода примем L_h =4700 ч.

2. Выбор двигателя

2.1 Определим частоту вращения и мощность двигателя

Р_рм = 7 кВт – мощность рабочей машины.

Определим требуемая мощность электродвигателя,

,

где η – коэффициент полезного действия,

,

где: η_м= 0,98 КПД муфты;

η_пк= 0,99 КПД подшипников качения;

η_зп= 0,97 КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_ч= 0,8 КПД червячной передачи;

,

кВт.

Выберем тип электродвигателя по Р_тр. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый асинхронный серии АИ закрытый, АИР132М4.

Рдв, кВт	Скольжение, %	nдв, мин-1	dэд, мм
11	3,5	1500	38	2,7

2.2 Определим передаточное число привода и его ступеней;

,

n_ном – номинальная частота вращения двигателя;

n₃ – частота вращения приводного вала рабочей машины,

n_ном = об/мин.

.

Принимаем предел передаточных чисел;

Цилиндрическая закрытая 2 ÷ 7,1;

Червячная закрытая 8 ÷ 35,5

,

Примем передаточное число червячной передачи u_ч = 10, тогда

,

Примем передаточное число цилиндрической передачи u_ц = 4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность:

Двигателя

кВт,

Быстроходного вала

кВт,

Среднего вала

кВт,

Тихоходного вала

кВт,

Рабочей машины

кВт.

Частота вращения;

Двигателя

мин^-1,

Быстроходного вала

мин^-1,

Среднего вала

мин^-1,

Тихоходного вала

мин^-1,

Рабочей машины

мин^-1.

Угловая скорость;

Двигателя

с^-1,

Быстроходного вала

с^-1,

Среднего вала

с^-1,

Тихоходного вала

с^-1,

Рабочей машины

с^-1.

Вращающий момент;

Двигателя

Н×м,

Быстроходного вала

Н×м,

Среднего вала

Н×м,

Тихоходного вала

Н×м,

Рабочей машины

Н×м.

3. Выбор материалов зубчатых передач

Выбор материалов колес для цилиндрической передачи.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни, назначим больше твёрдости колеса. Для уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора примем значения твёрдости рабочей поверхности зубьев завышенными. Материалы для колёса и шестерни выберем, легированные стали: По табл.3.3 [1.] принимаем:

Первая передача.

Шестерня - Сталь 12ХН3А 55…59 HBС, термообработка цементация, D_пред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 570.

Колесо - Сталь 40Х улучшение 235…262 HB₂, термообработка улучшение, S_пред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 455.

Разность средних твердостей .

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем коэффициент долговечности K_HL:

,

Колесо:

где N_HO2 =68 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N₂ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

циклов.

Так как N_HO2> N₂, то;

.

Шестерня:

где N_HO1 =114 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N₁ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

циклов.

Так как N_HO1> N₁, то;

Определим допускаемое контактное напряжение [σ]_НО.

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Так как передача цилиндрическая прямозубая при НВ_ср1-НВ_ср2>70, то дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.

1127 Н/мм².

Определим допускаемое напряжение изгиба.

Рассчитаем коэффициент долговечности:

,

где N_FO = 4∙10⁶ – число циклов перемены напряжения для всех сталей,

наработка за весь срок службы: для шестерни циклов, для колеса циклов.

Так как N₁>N_FO и N₂>N_FO, то коэффициент долговечности K_FL = 1.

По таблице 3.1 допускаемые напряжения изгиба, соответствующие числу циклов перемены напряжения:

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Допускаемые напряжения изгиба определяем по формуле:

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.

[σ]_F = 469 Н/мм².

Выбор материалов колес для червячной передачи.

Червяки изготавливают из тех же сталей что и шестерни зубчатых передач. Материал червяка назначают по таблице 3.1, 3.2 [1], а термообработку принимают в зависимости от мощности на валу. При Р = 11 кВт > 1 кВт, с целью повышения КПД принимаем;

Червяк - Сталь 12ХН3А 50…55 HBС, термообработка цементация, D_пред = 125 мм. Средняя твердость , НВ = 505.

Выбор марки материала червячного колеса зависит от скорости скольжения. Скорость скольжения определяется по формуле:

,

м/с.

В соответствии со скоростью скольжения из группы 1 принимаем материал колеса;

Колесо – БрО10Н1Ф1 (центробежное литье), σ_в = 285 Н/мм², σ_т = 165 Н/мм².

Определяем допускаемые контактные напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения определяют по табл. 3.6. так как группа материалов 1, а твердость червяка > 45 HRC, то определяем по формуле;

,

где С_υ = 0,94, коэффициент, учитывающий износ колес,

К_HL – коэффициент долговечности,

,

где N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса;

циклов.

.

Н/мм².

K_FL - коэффициент долговечности,

,

где N – число циклов нагружения,

циклов,

Так как то .

.

При нереверсивной передаче

Н/мм².

4. Расчет зубчатых передач

4.1 Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой зубчатой передачи

Определим межосевое расстояние:

,

где К_а = 49,5 вспомогательный коэффициент для прямозубых передач;

_а = b₂ / а – коэффициент ширины венца колеса, равны 0,28…0,36;

Т_н = 1870 Нм – вращающий момент на выходном валу редуктора;

u = 4 - передаточное отношение пары.

К_Н = 1- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

мм.

Принимаем ближайшее по ГОСТ 2185-66 а_w = 180 мм.

Определим модуль зацепления m, мм:

,

где К_m=6,8 – вспомогательный коэффициент;

d₂ – делительный диаметр колеса,

мм;

b₂ – ширина венца колеса,

мм;

Примем b₂=44 мм.

[σ]_F =469 Н/мм² – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом;

.

Принимаем по ГОСТ2185-66 m = 4 мм.

Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

;

Примем Z =90 зубьев.

Определим число зубьев шестерни:

;

Примем Z₁ =18 зуба.

Тогда

Z₂ = Z - Z₁ = 90 - 18 =72.

Фактическое значение передаточного числа

Uф = Z₂/Z₁ = 72/18 =4

U= = = 0 %,

что меньше допускаемых 4%.

Определим фактическое межосевое расстояние:

мм.

Определяем основные геометрические параметры шестерни и колеса. Полученные значения сведём в таблицу 4.1.

Таблица 4.1

Параметр		Формула		Шестерня		Колесо
				мм
Диаметр	делительный		d = mZ		72		288
	Вершин зубьев		dа = d+2m		80		296
	Впадин зубьев		df = d-2,4m		62,4		278,4
Ширина венца		b2 = аа b1 = b2 + 4		48		44

Проверочный расчет

Проверим межосевое расстояние:

мм.

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

_Н = []_Н,

где К_Н = К_Н К_Н К_Н - коэффициент нагрузки.

По таблице 4.2 при м/с и 9 степени точности К_Н =1– коэффициент учитывающий распределенные нагрузки.

По таблице 4.3. для косозубых колёс при и 9 степени точности имеем К_Нv = 1,051;