Содержание

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет редуктора

3. Эскизное проектирование

4. Выбор и проверка долговечности подшипников качения

5. Проверочный расчёт валов на прочность

6. Проверка прочности шпоночного соединения

7. Посадки зубчатых колёс и подшипников

8. Выбор смазки редуктора

9. Конструирование корпусных деталей

10. Расчет муфты

Список используемой литературы

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.Нахождение момента на тихоходной ступени:

РВЫХ = Ft*V;где

Рвых - мощность на выходном валу,

Ft - окружная сила,

V – cкорость ленты,

РВЫХ = 5300*0.8=4020Вт;

nвых=60*V/p*Dб;где

Dб – диаметр барабана

nвых=60*0.8/3.14*0.4=38мин-1;

Т3=Твых=Ft*D/2;где Т3 –крутящий момент на тихоходном валу;

Т3= 5300*0.4/2=1060Н*м;

Определение общий КПД привода:

 

hпривода = hрем× h2зуб × h2подш × h2муфты,

где: hрем – КПД ременной передачи;hзуб – КПД зубчатой передачи; hподш – КПД подшипников; hмуфты – КПД муфты.

hмуфты = 0,98; hзуб = 0,96; hподш = 0,99; hрем=0.95

hпривода = 0.95× 0,962 × 0,992 × 0,982 = 0,82.

Определение мощность двигателя:

Рэд= РВЫХ/hпривода

Рэд=4020/0.82=4460Вт

Выбор электродвигателя:

Из найденной необходимой мощности выбирают электродвигатель.

Принимаем электродвигатель АИРC100L4

Мощность Р=4,5кВт; n=1430мин-1

Определение крутящего момента быстроходного вала:

Т1=Тэд= Т3/n

Т1=9550 ×6.3/1430=38Н×м

Определение общего передаточного числа привода и разбиение его между ступенями:

Uобщ= n/ nвых;

Uобщ=1430/38=38

Передаточное отношение редуктора: Uред= Uобщ

Uред=38

Передаточное отношение тихоходной ступени: UТ=0,63× 3√ Uред

UТ=0,63 3√ 38 =7,1

Передаточное отношение быстроходной ступени: Uб= Uред/ UТ

Uб=38/7,1=5,3

Определяем кинематические и силовые параметры отдельных валов привода:

I вал

частота вращения: n1= nдв = 1430 об/мин;

мощность: Р1 = Рдв = 4,5 кВт;

вращающий момент: Т1 = Тдв = 38 Н*м

II вал

частота вращения: n2= n1× Uб =1430/×5,3= 270 об/мин;
вращающий момент: Т2=Т3 × hзуб × Uб = 38 × 0,95 × 5,3= 192 Н×м;

III вал

частота вращения: n3= n2/ UT= 270/7,1=38.6 об/мин;

вращающий момент: Т3=1060Нм

Приводной вал:

Частота вращения: n= n3 =38.6 об/мин

Вращающий момент: T= Т3 × hм =1060 x 0.98 = 1038 об/мин

Все полученные данные сводим в таблицу.

Таблица 1

  2. Расчёт редуктора   Выбираем материал зубчатых колёс и шестерён

Быстроходная ступень:

Шестерня: Сталь 45 – D = 80 мм, S = 50 мм, HBсердц. =269…302,

Колесо: Сталь 45 – D = 125 мм, S = 80 мм, НВсердц. = 232…262,

Тихоходная ступень:

Шестерня: Сталь 40Х –  

Колесо: Сталь 40Х –  

Расчёт быстроходной ступени

 

Шестерня Колесо Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:

Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:

Суммарные числа циклов перемены напряжений:

Эквивалентные числа циклов:

Расчетные допускаемые напряжения:

 

Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:

Коэффициент  выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .

Коэффициент динамической нагрузки  выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

Окружная скорость:

По окружной скорости и 8 степени точности определяем:

Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:

Определяем предварительное значение диаметра делительной окружности колеса:

Коэффициенты  принимают для конических колёс с круговыми зубьями:

Полученное значение  округляем до  

Предварительное значение диаметра делительной окружности шестерни как

Число зубьев шестерни в зависимости от диаметра шестерни принимаем

Значения округлены до целых чисел.

Угол делительных конусов:

Для зубчатых колёс с круговыми зубьями внешний окружной модуль определяется по формуле:

Внешнее конусное расстояние определяем как

Ширина зубчатых венцов колёс

Коэффициенты смещения инструмента :

Коэффициенты  выбираем в зависимости от биэквивалентного числа зубьев с учётом коэффициента смещения инструмента.

Биэквивалентное число зубьев:

 

Проверка зубьев конических колёс на изгибную выносливость.

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Расчётное напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Окончательное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни и колеса:

Внешние диаметры вершин зубьев:

Средний нормальный модуль:

 но при силовых передачах модуль меньше 1,5 принимать не рекомендуется, поэтом принимаем

Силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружная сила:

Радиальная и осевая силы:

Расчёт тихоходной ступени

 

Шестерня Колесо Коэффициенты приведения для расчета на контактную и выносливость:

Числа циклов NG перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости:

Суммарные числа циклов перемены напряжений:

Эквивалентные числа циклов:

Расчетные допускаемые напряжения:

Коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость:

Коэффициент  выбирают в зависимости от схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины шестерни .

Коэффициент динамической нагрузки  выбирают в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев:

Окружная скорость:

По окружной скорости и 8 степени точности определяем:

Следовательно, коэффициенты нагрузки равны:

Определяем межосевое расстояние:

Модуль передачи:

Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зуба:

Число зубьев шестерни и колеса:

Фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

Колесо:

Шестерня:

Диаметры делительных окружностей :

Диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев .

Шестерня:

Колесо:

Силы, действующие на валы зубчатых колёс.

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

3. ............