Машинный агрегат (стр. 1 из 6)

Задание

Потребляемая мощность Р3, кВт	Частота вращения n3, мин-1	Термообработка зубьев	Срок службы Lг , лет	Ксут	Кгод
7	36	Ц+ТВЧ	5	0,2	0,8

СОДЕРЖАНИЕ

1. Срок службы машинного агрегата

2 Выбор двигателя

2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач

4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической передачи

4.2 Расчет закрытой червячной передачи

5. Нагрузки валов редуктора

5.1 Определение сил в зацеплении закрытых передач

5.2 Определение консольных сил

5.3 Силовая схема нагружения валов редуктора

6. Проектный расчет валов

6.1 Выбор материалов валов

6.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

6.3 Определение геометрических параметров ступеней валов

6.4 Предварительный выбор подшипников качения

7. Расчетная схема валов редуктора

Определение реакций в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

8. Проверочный расчет подшипников

9. Проверочные расчеты

9.1 Проверочный расчет шпонок

9.2 Проверочный расчет валов

10. Технический вывод редуктора

Определение массы редуктора

Определение критерия технического уровня редуктора

1. Срок службы машинного агрегата

Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяется по формуле;

,

где L_г – срок службы привода, 5 года;

t_c – продолжительность смены, 8 ч;

L_c– число смен, 2 смены.

ч.

Принимаем время простоя устройства 15% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода примем L_h =4700 ч.

2. Выбор двигателя

2.1 Определим частоту вращения и мощность двигателя

Р_рм = 7 кВт – мощность рабочей машины.

Определим требуемая мощность электродвигателя,

,

где η – коэффициент полезного действия,

,

где: η_м= 0,98 КПД муфты;

η_пк= 0,99 КПД подшипников качения;

η_зп= 0,97 КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_ч= 0,8 КПД червячной передачи;

,

кВт.

Выберем тип электродвигателя по Р_тр. Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый асинхронный серии АИ закрытый, АИР132М4.

Рдв, кВт	Скольжение, %	nдв, мин-1	dэд, мм
11	3,5	1500	38	2,7

2.2 Определим передаточное число привода и его ступеней;

,

n_ном – номинальная частота вращения двигателя;

n₃ – частота вращения приводного вала рабочей машины,

n_ном =

об/мин.

.

Принимаем предел передаточных чисел;

Цилиндрическая закрытая 2 ÷ 7,1;

Червячная закрытая 8 ÷ 35,5

,

Примем передаточное число червячной передачи u_ч = 10, тогда

,

Примем передаточное число цилиндрической передачи u_ц = 4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность:

Двигателя

кВт,

Быстроходного вала

кВт,

Среднего вала

кВт,

Тихоходного вала

кВт,

Рабочей машины

кВт.

Частота вращения;

Двигателя

мин^-1,

Быстроходного вала

мин^-1,

Среднего вала

мин^-1,

Тихоходного вала

мин^-1,

Рабочей машины

мин^-1.

Угловая скорость;

Двигателя

с^-1,

Быстроходного вала

с^-1,

Среднего вала

с^-1,

Тихоходного вала

с^-1,

Рабочей машины

с^-1.

Вращающий момент;

Двигателя

Н×м,

Быстроходного вала

Н×м,

Среднего вала

Н×м,

Тихоходного вала

Н×м,

Рабочей машины

Н×м.

3. Выбор материалов зубчатых передач

Выбор материалов колес для цилиндрической передачи.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни, назначим больше твёрдости колеса. Для уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора примем значения твёрдости рабочей поверхности зубьев завышенными. Материалы для колёса и шестерни выберем, легированные стали: По табл.3.3 [1.] принимаем:

Первая передача.

Шестерня - Сталь 12ХН3А 55…59 HBС, термообработка цементация, D_пред = 125 мм. Средняя твердость

, НВ = 570.

Колесо - Сталь 40Х улучшение 235…262 HB₂, термообработка улучшение, S_пред = 125 мм. Средняя твердость

, НВ = 455.

Разность средних твердостей

.

Определяем допускаемые контактные напряжения:

Определяем коэффициент долговечности K_HL:

,

Колесо:

где N_HO2 =68 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N₂ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

циклов.

Так как N_HO2> N₂, то;

.

Шестерня:

где N_HO1 =114 млн. циклов, число циклов перемены напряжений;

N₁ - число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

циклов.

Так как N_HO1> N₁, то;

Определим допускаемое контактное напряжение [σ]_НО.

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса.

Шестерня:

Н/мм².

Колесо:

Н/мм².

Так как передача цилиндрическая прямозубая при НВ_ср1-НВ_ср2>70, то дальнейший расчет будем вести по менее прочным зубьям, то есть по колесу.

1127 Н/мм².

Определим допускаемое напряжение изгиба.

Рассчитаем коэффициент долговечности:

,

где N_FO = 4∙10⁶ – число циклов перемены напряжения для всех сталей,

наработка за весь срок службы: для шестерни

циклов, для колеса циклов.