Редуктор цилиндрической передачей

 

Содержание.

1. Энергетический, кинематический  расчет привода

1.1. Энергетический  расчет  и выбор типа двигателя……………………………….3

1.1.1.Мощность ,необходимая  для привода эскалатора…………………………….3

1.1.2.Выбор частоты вращения  двигателя……………………………………………4

1.1.3. Выбор типа двигателя………………………………………………………….4

1.2.Кинематический расчет  привода…………………………………………………5

1.3. Общие передаточные  числа привода ……………………………………………5

1.4. Кинематический расчет………………………………………………………….6

1.5.Силовой  расчет привода…………………………………………………………..6

Расчет зубчатой передачи.

2.1. Расчет  косозубой передачи

2.1.1.Выбор  материалов и способа упрочнения……………………………………8

2.1.2.Расчет  допускаемого контактного напряжения………………………………8

2.1.3.Выбор  расчетных коэффициентов……………………………………………..10

2.1.4.Проектный  расчет передачи…………………………………………………..10

2.1.5.Проверочный  расчет на усталостную контактную  прочность………………12

 

2.2. Прямозубая  тихоходная передача

2.2.1.Исходные  данные………………………………………………………………17

2.2.2. Расчет  допускаемого контактного напряжения……………………………….17

2.2.3.Выбор расчетных коэффициентов……………………………………………..18

2.2.4.Проектный  расчет передачи…………………………………………………..18

2.2.5.Проверочный  расчет на усталостную контактную  прочность…………………19

 

3.Ориентировочный  расчёт.

3.1.Промежуточный  вал………………………………………………………………..

3.2.Тихоходный  вал……………………………………………………………………

 

4. Выбор и расчет подшипников качения.

4.1. Подшипники  входного вала………………………………………………………

4.2. Подшипники  промежуточного вала……………………………………………..

4.3. Подшипники  тихоходного вала………………………………………………….

5. Уточненный расчет валов.

5.1. Входной  (быстроходный )вал.

5.2. Входной  (быстроходный )вал.

5.3. Тихоходный  вал.

 

6. Расчет комбинированной упруго-предохранительной муфты.

 

Литература………………………………………………………………………………24

 

 

 

ЗАДАНИЕ.

 

Спроектировать  редуктор, состоящий из двух цилиндрических передач.

 

Дополнительные  данные к эскалатору:

-шаг цепи  эскалатора Р=101.8 мм ;

-угол наклона  к горизонту α=30 °;

-производительность W=l 100 человек/час;

-скорость  движения V=0.7 м/с;

-длина эскалатора L=8 м;

-число зубьев  ведущей звёздочки Z=10;

-коэффициент  сопротивления передвижению С=1.1;

-коэффициент  использования суточный К_с=0,4;

-коэффициент  использования годовой К_г=0.5;

-срок службы t=4 года.

 

 

1 Энергетический, кинематический  расчет привода.

1.1. Энергетический  расчет и выбор типа двигателя.

1.1.1.Мощность ,необходимая для привода эскалатора.

Мощность ,необходимая  для привода эскалатора:

где Q₁ - масса одного человека с массой части эскалатора, Q₁=100 кг;

Н- высота эскалатора, м

360 и 10^-3 - согласующие коэффициенты.

Н=L*sinα=8* sin30°=4 м.

Частота приводного вала:

Угловая скорость вращения привода:

Вращательный  момент на выходном валу:

Мощность  двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой :

Р_дв =

;где - определим общий КПД привода:

h_общ = h² _м×  h²_зп·h²_п·

где: h_муфты – КПД муфты, h_м=1

h_зп – КПД зубчатой передачи h_зп=0,97;

h_п – КПД подшипника  h_п=0,99;

h_общ = 1*0,97² *0,99²=0,91

Р_дв =

.

1.1.2.Выбор частоты вращения двигателя.

Частота  вращения двигателя  и приводного вала связана  зависимостью:

n_дв= n_з*U₁* U₂= n_з*U_общ ;

где U₁ - передаточное отношение быстроходной передачи;

U₂ - передаточное отношение тихоходной передачи;

U_общ - общее передаточное число редуктора.

Общее передаточное число редуктора принимаем U_общ =^:24.

n_дв= 41,26*24=990,24 (об/мин ).

 

1.1.3. Выбор типа двигателя.

По таблице 24.8 [1] по выбранной частоте вращения n_дв и мощности Р_дв  двигателя подбираем электродвигатель 4А13286УЗ/965, асинхронная частота вращения и мощность которого равны n _эдв =965 (об/мин ), Р_дв=5.5 кВт.

 

 

 

1.2.Кинематический расчет привода.

Уточняем  требуемое общее передаточное число  привода по формуле:

n_общ= n_ред=

Передаточное  число быстроходной  ступени :

Передаточное  число тихоходной  ступени :

Из стандартного ряда принимаем

Частота вращения быстроходного вала редуктора равна  асинхронной частоте вращения электродвигателя, т.е.:

n₁= n _эдв=965 (об/мин)

Частота вращения промежуточного вала :

Частота вращения тихоходного вала:

Расхождение между получившейся частотой быстроходного  вала и требуемой для привода  эскалатора:

 

1.3. Определим общие передаточные числа привода и разобьем его между  
ступенями :

Определим действительное фактическое передаточное число:

Разбиваем передаточное число по ступеням U_д = U_ред = 16.03.

1.4. Кинематический расчет

1.1 Находим  момент на тихоходной ступени:

Р_ВЫХ =FV=3*0.9=2.7 кВт;

1.2 Определим  общий КПД привода:

h_{привода} = h²_зуб ×  h²_муфты,

где: h_зуб – КПД зубчатой передачи ;                h_муфты – КПД муфты.

h_муфты = 0,98; h_зуб = 0,97;

h_{привода} = 0,97²  × 0,98² = 0,9.

 

1.5.Силовой расчет привода.

Крутящий  момент на валу электродвигателя:

Т_дв =

;

Мощность  и момент на конце вала редуктора, соединенного с двигателем  (на конце  входного вала):

Р_вх1=Р_дв*η_м=4,29*1=4,29(кВт),

Т_вх1=Т_дв*η_м=42,46*1=42,46(н*м).

 

Мощность  и момент на шестерне входного вала :

Р₁=Р_вх1*η_м=4,29*0,99=4,25(кВт),

Т₁=Т_вх1*η_м=42,46*0,99=42,04(н*м).

 

Мощность  и момент на промежуточном  валу

Р₂=Р₁*η _зм =4,25*0,97=4,12(кВт),

Т₂=Т₁*U₁*η_зм=42,04*5,6*0,97=228,34(н*м).

 

Мощность  и момент на колесе выходного  вала :

Р_вых3=Р₃*η _н =3,96*0,99=3,92(кВт),

Т_вых3=Т₃*η _н =986,72*0,99=976,85 (н*м).

Мощность  и момент на приводном валу машины :

Р_маш= Р_вых3*η _м =3,92*1=3,92(кВт),

Т_маш= Т_вых3*η _м =976,85*0,99=976,85(н*м).

В таблице  приведены мощности ,моменты и  частоты вращения на шестерне входного вала ,промежуточного валов.

Таблица 1 - Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах.

Р1, кВт	Т1 н*м	n1 об/мин	Р2       , кВт	Т2 н*м	n2 об/мин	Рз кВт	Т3 н*м	n3 об/мин
4.25	42.04	965	4.12	228.34	172.32	3.96	986.72	38.29

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет зубчатой передачи.

2.1. Расчет косозубой передачи.

Исходные  данные

-мощность  на валу шестерни P₁=4.25 кВт;

-частота вращения  шестерни n₁=965 об/мин;

-частота вращения  колеса n₂=172.32об/мин;

-крутящий  момент на валу шестерни T₁=42.04 н*м.

2.1.1.Выбор  материалов и способа упрочнения.

Для колеса термическая  обработка - улучшение, твердость HB269...302 (примем НВ270). Для шестерни термическая обработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, твердость сердцевины НВ270, твердость поверхности HRC48...53 (примем HRC50) с целью использования головочного эффекта и получения более высокой нагрузочной способности [1, табл. 2.1, стр.8].

 

 

2.1.2.Расчет  допускаемого контактного напряжения

Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный расчет проводим из условия усталостной контактной прочности.

Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:

- длительный предел контактной  выносливости, МПа;

- коэффициент запаса прочности,  для колес с поверхностной  закалкой  =1.3, для улучшенных колес S_H⁼1.2;

z_r - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев Z_R=0.95;

Z_v - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5м/с Z_v=1;

z_n— коэффициент долговечности:

где m - показатель степени, m=6;

n_hg - базовое число циклов;

n_he –эквивалентное  число циклов;

 

Базовое число  циклов шестерни (HRC50=HB485):

N_HG1=485³=11.4*10⁷

Базовое число  циклов колеса:

N_HG2=270³=1,974*10⁷

Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:

где 60 - согласующий  коэффициент;

п - частота  вращения шестерни или колеса, об/мин;

t₁ - полное время работы передачи, ч;

e_H  - коэффициент эквивалентности.

t₁=t*K_г* K_с

t₁=4*365*24*0,5*0,4=7008 (ч)

где Т_i - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);

Т _max— наибольший из длительно действующих моментов;

t_i - время работы на каждой ступени нагружения.

Определение коэффициента долговечности;

 
Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр.185]:

Для колес  с поверхностной закалкой:

Вычисляем допускаемые  контактные напряжения шестерни и колеса:

 МПа

 МПа

Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи для реализации головочного эффекта:

 

=0,45*(767,3+482,9)=562,6 МПа

При этом должно выполняться условие:

1,25

≥ ≥

 

1,25

=1,25*482,9=603,6 МПа

Условие (37)выполняется.

 

Коэффициент ширины зуба

при нессиметричном расположении зубчатых колес выбирается из интервала (3,стр.155):

-(0,25…0,4)

Для косозубой  передачи принимаем 

=0,315.

 

 

 

2.1.3.Выбор расчетных коэффициентов.