Привод редуктора

Выбор электродвигателя и кинематический расчеты привода. Расчет передач редуктора. Силы в цепной передаче и требования монтажа. Выбор типов подшипников и схем их установки. Определение диаметров тихоходного вала. Расчет приводного вала на прочность.
Краткое сожержание материала:

Размещено на

Введение

Проектируемый привод состоит из двигателя 4А112М4У3 и двухступенчатого цилиндрическо-червячного редуктора. Вал двигателя напрямую является быстроходным валом редуктора; двигатель к редуктору крепится за счет своего фланцевого исполнения. На выходном валу редуктора находятся две звездочки, которые передают крутящий момент через двухрядную роликовую цепь на приводные валы.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчеты привода

КПД привода определяем по формуле:

где - КПД закрытой цилиндрической передачи ззц=0,97. - КПД червячной передачи зч=0,8. Требуемая мощность электродвигателя:

КПД привода

P- мощность на каждом из приводных валов, кВт. Принимаем синхронную частоту вращения двигателя =1500мин-1. Исходя из =4,6кВт и =1500мин-1 выбираем электродвигатель 4А112М4У3 мощностью Pэ=5,5кВт и частотой вращения вала nэ=1445 мин-1.

Общее передаточное число привода

где n - частота вращения тихоходного вала, мин-1. Принимаем передаточное отношение цепной передачи .Тогда передаточное число редуктора:

Распределяем на - передаточное отношение быстроходной ступени редуктора и - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора.



где - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора;

- передаточное отношение быстроходной ступени редуктора (для закрытой цилиндрической косозубой передачи )

Мощность Pi, частота вращения ni и вращающий момент Ti на i вале привода:

Вал 1:

Вал 2:

кВт

Вал 3:

кВт

Вал 4:

кВт



Параметры Pi, ni, Ti определены верно, так как на каждом из концов тихоходного вала получены величины, совпадающие с исходными данными: и .

2. Расчет передач редуктора

2.1 Расчет тихоходной ступени

Исходные данные:

Передаточное число ступени ;

Частота вращения червяка ;

Частота вращения червячного колеса ;

Вращающий момент на валу червяка ;

Вращающий момент на валу червячного колеса;

Расчетный срок службы ;

Кратковременная перегрузка ;

Типовой режим нагружения - 2;

Привод - нереверсивный;

Расположение червяка - нижнее горизонтальное (под червячным колесом).

Выбор материала червяка и венца червячного колеса

Принимаем материал червяка - 40Х, закалка ТВЧ до твердости

H= 45…50HRCэ с последующим шлифованием и полированием витков. Тип червяка - эвольвентный.

Выбор материала венца червячного колеса:

где - скорость скольжения, м/с

По таблице 1П.32 приложения 1П при Vs<5 м/с в качестве венца червячного колеса принимаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ: способ отливки П - в песок; уВ=425 МПа, уТ=195 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений при расчёте передачи на сопротивление усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Для материала венца колеса - безоловянная бронза:

Определение основных параметров червячной передачи

Исходя из передаточного числа uТ=22,58 принимаем:

-число витков червяка z1=2;

-число зубьев червячного колеса

Условие отсутствия подрезания зубьев z2?26 выполняется.

Коэффициент диаметра червяка q:

По 1П.33 приложения 1П принимаем стандартное значение q=12,5. Тогда:

Модуль упругости материалов червяка и колеса соответственно: - сталь; - бронза. Тогда приведённый модуль упругости:



Определим предварительную величину межосевого расстояния:

где Т2 - вращающий момент на валу червячного колеса, Н·м

По ряду Ra40 (таблица 1П.13 приложения 1П) принимаем ближайшее стандартное значение

Предварительная величина модуля зацепления:

По табл. 1П.33 приложения 1П принимаем стандартное значение m=6,3 мм.

Данной величине соответствует ранее принятое стандартное значение

q=12,5.

Коэффициент смещения:

Условие |x|?0,75 выполняется

Размеры нарезанной части червяка

Делительный диаметр:



Начальный диаметр:

Делительный угол подъёма:

Начальный угол подъёма витков:

Высота головки витков:

где - коэффициент высоты головки h*a1=1 для всех видов червяков

Диаметр вершин витков:

Высота ножки витков:

где - коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков.

Диаметр впадин витков:

Длину нарезаемой части b1 определяем по уравнениям, приведённым в таблице 1П.34 приложения 1П. Согласно примечания 2 к данной таблице при x=-0,18 определяем предварительно b1 при x=-0,5 и x=0

при x=-0,5

при x=0

В качестве расчетной величины принимаем наибольшее значение b1=86,3 мм.

Согласно примечанию 1 к таблице 1П.34 приложения 1П при m<10мм для шлифуемого червяка b1 увеличивают на 25мм. Окончательно принимаем

b1 = 111 мм.

Размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр:

Начальный диаметр:

Высота головки зубьев:

где - коэффициент высоты головки зубьев для передач со смещением.

Диаметр вершин зубьев в среднем сечении:

Высота ножки зубьев:

где - коэффициент высоты ножки для эвольвентных червяков.

Диаметр впадин зубьев колеса в среднем сечении:

Наибольший диаметр червячного колеса:

Принимаем =303,3 мм.

Ширина венца червячного колеса:

Принимаем =68мм.

Условный угол обхвата 2д червяка венцом колеса:



Что находится в рекомендуемых пределах

Проверочный расчёт передачи на сопротивление контактной

усталости активных поверхностей зубьев червячного колеса

Уточним скорость скольжения VS. Для этого определим окружную скорость червяка V1:

Тогда скорость скольжения VS:

Что незначительно отличается от предварительно рассчитанной VS=3,3 м/с.

Оставляем без изменений ранее принятый материал венца червячного колеса - безоловянную бронзу.

Уточним [уH]:

Приведённый угол трения ц между стальным червяком и колесом из бронзы принимаем в зависимости от VS: ц =2°

Тогда КПД червячной передачи:



Уточним вращающий момент на валу червячного колеса:

Коэффициент динамической нагрузки KV при расчёте червячной передачи при <3 м/с принимают KV =1. Принимаем KV =1.

Коэффициент концентрации нагрузки Kв при переменной нагрузке принимают Kв =1,1.

Коэффициент расчётной нагрузки KH при расчёте на сопротивление контактной усталости:

Торцовый коэффициент перекрытия в средней плоскости червячного колеса:

Расчётное контактное напряжение:

Условие сопротивления контактной усталости уH=201,7 МПа<[уH]=225 МПа выполняется.

Определение допускаемых напряжений изгиба [уF] при расчёте зубьев колеса на сопротивление усталости при изгибе

Для реверсивной передачи:

где - допустимое напряжение изгиба при расчёте зубьев колеса на

сопротивление усталости при изгибе, МПа

- предел выносливости, МПа

- коэффициент долговечности

Определим коэффициент долговечности YN.

Суммарное число циклов перемены нагружений:

где .

Для типового режима нагружения 2 коэффициент эквивалентности KFE=0,1.

Эквивалентное число циклов нагружения:

Тогда коэффициент долговечности при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе:

При этом должно выполняться условие .

Принимаем YN=0,87.

Тогда при уВ=425 МПа для бронзы БрА9ЖЗЛ:

Проверочный расчёт зубьев червячного колеса на сопротивление усталости при изгибе

Окружная сила на червячном колесе:

Эквивалентное число зубьев колеса:

Принимаем коэффициент формы зуба червячного колеса в зависимости от линейным интерполированием:

Коэффициент расчетной нагрузки KF=KH=1,1.

Нормальный модуль:

Напряжение изгиба:

что меньше [уF]=59,2 МПа.

Проверочный расчёт передачи на контактную прочность при кратковременной перегрузке.

По формуле 2.34 и таблице 1П.32...