Редуктор. Пояснительная записка. Рисунок 1 Кинематическая схема привода

• Название: Рисунок 1 Кинематическая схема привода
• Анкор: Редуктор
• Дата: 06.02.2023
• Размер: 1.05 Mb.
• Имя файла: Пояснительная записка.docx
• Тип: Документы; #922288
• страница: 1 из 5

1. 
   _{Исходные данные}
   

Вычерчиваем кинематическую схему двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора, соединённого с электродвигателем через муфту и с приводом через цепную передачу (рисунок 2.1).



Рисунок 2.1 – Кинематическая схема привода
1 – двигатель; 2 – муфта; 3 – передача цилиндрическая прямозубая; 4 – передача цилиндрическая косозубая раздвоенная; 5 – цепная передача; 6 – привод;

I, II, III, IV – обозначения валов;

Исходные данные:

- Мощность на приводном валу - N = 8,1 кВт;

- Угловая скорость приводного вала – ω₅ = 10 с^-1;

- Срок службы привода – L_h = 18000 ч.;

2. 
   Кинематический расчет привода
   

1. 
   Выбор электродвигателя.
   

Необходимая мощность двигателя:

(2.1)

где  - общий кпд привода от двигателя до конвейера, равный произведению частных кпд отдельных элементов составляющих привод. Для приближенной оценки кпд привода воспользуемся таблицей [1, т. 1.1]:

кпд муфты.

кпд цилиндрической зубчатой передачи;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

кпд цепной передачи;

Общий кпд привода определится:

(2.2)



Необходимая мощность двигателя:



Частота вращения приводного вала:

(2.3)



Выбираем двигатель в соответствии с номинальной мощностью Р_ном = 11,0 кВт по ГОСТ 19523-74.
Таким образом, выбираем двигатель 4А132М2Y3 (Р_ном = 11,0 кВт, n_ном = 2910 об/мин);

передаточное число привода:

u_ф = ; (2.4)

Передаточное число цепной передачи предварительно принимаем:



Тогда передаточное число редуктора:



По рекомендациям определим передаточное число тихоходной передачи:

(2.5)

Принимаем передаточное число тихоходной цилиндрической передачи:



Принимаем передаточное число быстроходной цилиндрической передачи:



Уточняем передаточное число цепной передачи:

2. 
   Определение силовых и кинематических параметров привода
   

Определим мощности на валах

(2.6)


(2.7)


(2.8)


(2.9)



Определим частоты вращения валов

(2.10)
(2.11)


(2.12)


(2.13)



Отклонение

Определим угловые скорости на валах

(2.14)





(2.15)


(2.16)



(2.17)



Определим вращающие моменты на валах

(2.18)


(2.19)


(2.20)


(2.21)



Сведем полученные данные в таблицу.

Таблица 2.3 Кинематические и силовые параметры привода по валам

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, рад/с	Момент Т,
1	9,547	2910	304,73	31,33
2	9,165	646,67	67,72	135,34
3	8,798	182,16	19,08	461,11
4	8,094	95,87	10,04	806,17

3. Расчет быстроходной внутренней прямозубой передачи

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи
Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₁ = 269…302 HB и колеса HB₂ = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_1ср и колеса HB_2ср





Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса



При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 80 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2
(3.1)
где N_HO1=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(3.2)
где ω₁ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h=18000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL1 = 1.
(3.3)
где N_HO2=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₂ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(3.4)

где ω₂- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=18000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO1 и N_HO2
(3.5)

(3.6)


Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
(3.7)

(3.8)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .

3.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колеса K_FL2
(3.9)

(3.10)
где циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N₁>N_FO и N₂>N_FO, то принимаем K_FL1=K_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
(3.11)

(3.12)


Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса
(3.13)

(3.14)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть
3.3 Проектный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние
(3.15)
где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];

u – передаточное число редуктора;

T₂ – вращающий момент на тихоходном валу, Н·м;

- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28…0,36 [4];

=0,36;

- допускаемое контактное напряжение колеса, ;

- коэффициент, учитывающий распределению нагрузки по ширине венца; .



Полученное значение внешнего делительного диаметра округляем до ближайшего по стандартному ряду до = 112 мм.

Определяем модуль зацепления
(3.16)
где - вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи [4];

d₂- делительный диаметр колеса.
(3.17)


b₂- ширина венца колеса;
(3.18)


- допускаемое напряжение изгиба;



Полученное значение модуля округляем до стандартного, получаем m =1,25 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса
(3.19)
;

Полученное значение округляем до целого числа и берём

Определяем число зубьев шестерни
; (3.20)
=32,55.

Округляем полученное значение до целого, получаем .

Определяем число зубьев колеса
(3.21)
.

Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение от заданного
(3.22)

(3.23)


Определяем фактическое межосевое расстояние
(3.24)


Определяем фактические основные геометрические параметры передачи для шестерни и колеса:

- делительный диаметр шестерни и колеса
(3.25)

(3.26)



- диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

(3.27)

(3.28)


- диаметр впадин зубьев шестерни и колеса
(3.29)

(3.30)


- ширина венца шестерни и колеса
(3.31)

(3.32)


Округляем значения ширины венца колеса до ближайшего по стандартному ряду, принимаем b₁ = 42 мм и b₂ = 40 мм
3.4 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи
Проверяем межосевое расстояние
(3.33)


Проверяем пригодность заготовок колёс.

Условие пригодности заготовок колёс
(3.34)
(3.35)
Диаметр заготовки шестерни
(3.36)


Толщина диска колеса
(3.37)



Проверяем условия пригодности (3.35) и (3.36)

48,5<125 мм;

44< 80 мм.

Условия прочности выполняются.

Проверяем контактные напряжения

(3.38)
где К = 436 – вспомогательный коэффициент для прямозубых колес [4];

- окружная сила в зацеплении;
(3.39)


- коэффициент, учитывающий распределения нагрузки между зубьями, в зависимости от окружной скорости и точности передачи [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи [4];

- окружная скорость колёс
(3.40)


Принимаем степень точности 8, следовательно, по таблице 4.3 [4]

Подставляя полученные значения в формулу (5.39), получаем

,

(3.41)
.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса
(3.42)
где = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [4];

– коэффициент, неравномерности нагрузки по длине зуба [4];

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колёс и степени точности передачи, по таблице 4.3 [4];

Y_F1, Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса, определяются по таблице 4.4 [4] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса, принимаем Y_F2 = 3,61 и Y_F1 = 3,78;

- коэффициент, учитывающий наклон зуба;

- допускаемые напряжения изгиба и шестерни;



Допускается недогрузка по напряжениям изгиба.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни
(3.43)


Допускается недогрузка по напряжениям изгиба. Условие прочности по напряжениям изгиба выполняется. Представим проектный и проверочный расчеты зубчатой передачи в виде таблиц (таблица 3.1 и таблица 3.2).
Таблица 3.1 – Результаты расчета зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени редуктора

Проектный расчет
Параметр	Значение	Параметр	Значение
1	2	1	2
Межосевое расстояние aw, мм	112	Угол наклона зубьев, β	0,0°
Модуль зацепления m, мм	1,25	Диаметр делительной окружности: шестерни, d1 колеса, d2	40,0 183,8
Ширина венца: шестерни, b1 колеса, b2	42 40
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	32 147	Диаметр вершин: шестерни, dа1 колеса, dа2	42,5 186,3
Вид зубьев	прямозубые	Диаметр впадин: шестерни, df1, колеса, df2	37,0 180,8

Таблица 3.2 – Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи быстроходной ступени редуктора

Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения, МПа	Расчетные значения, МПа	Примечания
Контактное напряжение, σH		514,3	513,2	недогрузка 0,21 %
Напряжение изгиба	σF1	294,1	157,7	недогрузка
	σF2	256,0	150,6	недогрузка