Двухступенчатый редуктор

Техническое задание

Спроектировать  редуктор, подобрать стандартные  двигатель, муфту и разработать  раму для установки двигателя  и редуктора. Кинематическая схема  представлена на рисунке 1., исходные данные приведены в таблице 1.

Рисунок 1: Кинематическая схема привода 

 
 

Таблица 1: Исходные данные 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Определение момента  движущих сил

1.1.Вычерчиваем  график изменения сил полезного  сопротивления за цикл, график  изменения скорости ведомого  звена рабочей машины за цикл, воспользовавшись формулой                                                  

 

1.2. Построение  графика сил полезного сопротивления

Запишем расчетную  формулу:

 
 
 
 

Графическим интегрированием  функции Тсс( ) за цикл получаем график изменения работы сил полезного сопротивления внутри цикла. 
 

Принимая во внимание, что работа движущих сил  изменяется по линейному закону и  что при установившемся движении работа движущих сил за цикл равна работе сил сопротивления, строим график Адс( ), проведя прямую линию из начала координат до конечного значения функции Асс( ).

Графически продифференцировав закон изменения Адс( ), находим по графику Тдс( ) величину момента движущих сил Тдс=1,548кН=1548Н

1.3. По величине  Тдс определяем мощность электродвигателя:

N=Тдс =

где N- мощность элетродвигателя

-частота вращения выходного  вала редуктора

- КПД привода

Проверим электродвигатель по нагреву: T 0.7Tэ

Tэ=

Tэ=

T 0.7Tэ; 1548 0,7*2.191; 1548 1,533

Условие выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Обоснование выбора  электродвигателя 

2.1.Кинематический  и силовой расчет редуктора

Выберем асинхронные  двигатели серии 4А закрытого обдуваемого исполнения различной частоты вращения соответственно рассчитанной мощности. Для каждой частоты вращения электродвигателя определим передаточные отношения редуктора:

 

Выбираем двигатель  с синхронной частотой вращения 750 об/мин, так как передаточное отношение редуктора с выбранными передаточными числами ступеней наиболее близко к требуемому и передаточные отношения ступеней лежат в рекомендуемых пределах для цилиндрической передачи (u=3-6)

Определим скорость исполнительного органа для  рассчитанного передаточного отношения:

.

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

, условие точности выполняется  т.к. 0.4% 5%

Двигатель удовлетворяющий  требованиям: 4А160М8 мощностью 11кВт 
 
 

Определим моменты  и скорости вращения валов редуктора

Момент на третьем (выходном) валу редуктора:

Момент на втором (промежуточном) валу редуктора:

Момент на первом(быстроходном валу) валу:

Скорости на валах:

Скорость первого вала (вала двигателя):

;

Скорость вращения второго (промежуточного) вала:

;

Скорость вращения третьего (тих) вала :

;

    2.2. Определение массы привода

    Определим предварительные размеры редуктора:

    

    

    Приближенно определим массу редуктора:

    G=1,3(a_б+а_т)-270=1,3(184,2+242,9)-270=285,2 кг

    Определим массу привода, равную сумме масс двигателя (берется из таблиц) и редуктора: m(привода)=160+285,2=445,2кг. 
 

    

      

     3. Расчет допускаемых напряжений

    3.1. Выбор материала для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и  невысокую стоимость редуктора, применим для изготовления передачи сталь 50. Для шестерни и колеса применим одну и ту же марку стали с различной обработкой.

    3.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H]

    Быстроходная  передача

    Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

    Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

    s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,15, K_HL- коэффициент долговечности.

    Рассчитаем  предел усталостной прочности:

    для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 300,

для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 270.

    σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·300 + 70 = 670 МПа;

    σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·270 + 70 = 630 МПа.

    Коэффициент долговечности K_HL =1 при длительной эксплуатации

    Для шестерни:

    

    Для колеса:

      
 

    Тихоходная  передача

    Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

    Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

    s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,15, K_HL- коэффициент долговечности.

    Рассчитаем  предел усталостной прочности:

    для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 270,

для колеса термообработка – улучшение, твердость НВк = 250.

    σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·270 + 70 = 630 МПа;

    σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа.

    Коэффициент долговечности K_HL =1 при длительной эксплуатации

    Для шестерни:

    

    Для колеса:

    

    

    3.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба [s_F]

    Быстроходная  передача:

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

По таблице 3.9. [4] для стали 50 улучшенной при твердости <HB350

Для шестерни: