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