Проектирование привода, состоящего из электродвигателя и двухступенчатого цилиндрического редуктора
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
Введение
В данном курсовом проекте необходимо спроектировать привод, состоящий из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического редуктора с вертикальной межосевой линией быстроходной. На быстроходном валу редуктора установить муфту упругую с торообразной оболочкой по ГОСТ 20884-75, на тихоходном валу - муфту зубчатую по ГОСТ 5006-55.
Рис.1 Кинематическая схема привода
-электродвигатель, 2-муфта упругая, 3 - шестерня, 4 - колесо, 5 - шестерня, 6-колесо, 7 - муфта зубчатая, I - вал двигателя, II - вал быстроходный, III - вал тихоходный
1. Подбор электродвигателя привода и кинематический расчёт
1.1 Определение потребной мощности электродвигателя
,
где кВт - мощность на выходе;
- общий КПД привода.
где - КПД одной пары зубьев;
- КПД одной пары подшипников качения;
- КПД муфты;
Электродвигатель подбирают по потребляемой мощности, при заданной частоте вращения вала двигателя.
,
Выбираем двигатель 4А132S4У3.
Мощность выбранного двигателя:
;
Частота вращения выбранного двигателя:
.
1.2 Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням
принимаем =5,6,
принимаем =4.
1.3 Силовой и кинематический расчеты привода
Вычислим мощность , частоту вращения , угловую скорость , и на каждом валу привода.
I вал.
;
;
;
.
II вал.
;
;
;
.
III вал.
;
;
1.4 Выбор материала шестерен и зубчатых колёс
Для изготовления шестерен принимаем сталь 40Х, [1,стр.12];
Шестерня подвергается улучшению до твердости ,
средняя твердость .
Колёса подвергается улучшению до твердости ,
средняя твердость .
2. Расчёт первой ступени
.1 Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба
а) Допускаемые контактные напряжения [1,стр.13]:
- для шестерни:
где: - предел контактной выносливости [1,тбл.2.2,стр.13];
- коэффициент долговечности;
- коэффициент учитывающий влияние шероховатости; [1,стр.14]
- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости;
- коэффициент запаса прочности,
э,
при условии ,
здесь - базовое число циклов напряжений;
- эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений;
;
где
с - число зацеплений с шестерней, с=1,
n1- частота вращения шестерни, n1=1455,
Lh - срок службы, Lh=7100 ч,
TH= момент на шестерне по контактной прочности,
,
,
, [1,стр.14],
, т.к. [1,стр.14] ;
[1,стр.13];
.
-для колеса:
,
,
,
,
, [1,стр.14]
, т.к. [1,стр.14] ;
[1,стр.13];
;
.
Допускаемые напряжения изгиба [1,стр.15]:
для шестерни:
где
- предел выносливости;
- коэффициент долговечности;
YA - коэффициент, учитывающий двухстороннее приложение нагрузки,
YR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости;
Y? - градиент напряжений;
Yx1 - коэффициент размеров;
- коэффициент запаса прочности.
Предел выносливости вычисляем по следующей формуле:
;
Коэффициент долговечности учитывает влияние ресурса:
, при условии
где и - для улучшенных зубчатых колес; - число циклов,
- эквивалентное число циклов нагружений,
где
с - число зацеплений с шестерней, с=1,
n1- частота вращения шестерни, n1=1455 об/мин,
Lh - срок службы, Lh=7100 ч,
TH= момент на шестерне по контактной прочности,
,
, принимаем ;
, т.к. зубья шлифованные [1,стр.15];
YA=0,65, [1,стр.15]
[1,стр.15];
Градиент напряжений вычисляем по формуле:
;
Коэффициент размеров вычисляем по формуле:
.
для колеса:
, при условии
где и - для улучшенных зубчатых колес;
;
, принимаем ;
Коэффициент размеров вычисляем по формуле:
2.2 Проектировочный расчет цилиндрической зубчатой передачи
Межосевое расстояние.
,
где Ка = 430 - косозубых колес, ; - в МПа.
- коэффициент ширины принимаем из ряда стандартных чисел: 0,1; 0,15; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63 в зависимости от положения колес относительно опор. При симметричном расположении 0,315…0,5.
принимаем 0,315[1,стр.18].
Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. =1,15;
мм.
Округляем до ближайшего стандартного значения =180 мм.
Модуль передачи.
мм,
из полученного диапазона модулей принимают меньшее значение m, согласуя его со стандартным: мм.
Суммарное число зубьев и угол наклона.
Предварительно принимаем угол наклона зубьев =9;
Суммарное число зубьев рассчитываем по формуле:
.
Число зубьев шестерни и колеса.
Число зубьев шестерни рассчитываем по формуле:
;
Число зубьев колеса рассчитываем по формуле:
;.
Диаметры колес.
Уточняем угол наклона :
, ;
Делительные диаметры d:
Шестерни
мм;
Колеса внешнего зацепления