Смекни!
smekni.com

Расчет дыухступенчатого редуктора (стр. 1 из 5)

1.

2.Срок службы привода редуктора.

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле:

Lh=365LrKrtcKcKП

Кr=20*12/365=0,657

Kc=6/8=0,75

Lh=365*5*0,657*8*0,75*0,85=6115 г.

Lh – срок службы привода, лет;

Кr – коэффициент годового использования;

tc – продолжительность смены, ч. tc=8ч;

Kc– коэффициент сменного использования;

KП – коэффициент простоя (15%) – 0,85

2. Выбор двигателя.

2.1. Определение номинальной мощности двигателя.

2.1.1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм, кВт :

Pрм=Fv

Pрм=3,0*0,55=1,65 кВт.

F – тяговая сила цепи, кН;

v – скорость грузовой цепи, м\с.

2.1.2. Определяем общее КПД привода:

h=hзпhопh3подшhм

где hз.п – КПД закрытой передачи [ 1, табл. 2.2]

hоп -КПД открытой передачи [ 1, табл. 2.2]

h3подш - КПД подшипников (качения, скольжения) [ 1, табл. 2.2]

hм -КПД муфты [ 1, табл. 2.2]

h=0,95*0,92*0,993*0,98=0,83

2.1.3. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт :

Pдв= Pрм/h

Pдв=1,65/0,83=1,99 кВт

2.1.4. Определяем номинальную мощность двигателя Pном, кВт:

Pном

Pдв [ 1, табл. 2.1]

2,2 кВт > 1,99 кВт

2.1.5. Выбор типа двигателя:

Выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pnom=4 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Табл. 2.1.

Вариант Тип двигателя Ном. мощностьPном, кВт Частота вращения,об/мин
Синхрон. При ном. режиме
1 4АМ112MA8У3 2,2 750 700
2 4АМ100L6У3 2,2 1000 950
3 4АМ90L4У3 2,2 1500 1425
4 4АМ80B2У3 2,2 3000 2850

[ 1, К9]

2.2. Определение передаточных чисел.

2.2.1. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины nрм , об/мин:

Nрм=v60*1000/ZP

Nрм=0,55*60*1000\9*100=36,6 об\мин

Z – число зубьев звездочки;

P – шаг грузовой цепи, мм.

2.2.2. Определяем передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pnom:

U1=nном1\nрм; U1=700/36,6=19,13

U2=nном2\nрм ;U2=950/36,6=25,96

U3=nном3\nрм; U3=1425/36,6=38,93

U4=nном4\nрм ;U4=2850/36,6=77,87

Т.к. открытые зубчатые передачи лежат в интервале 3…7 пусть Uзп = const = 4,5

Табл. 2.2.

передаточное число 1 2 3 4
nномин 700 950 1425 2850
U 19,13 25,96 38,93 77,87
Uзп 4,5 4,5 4,5 4,5
Uоп=U\ Uзп 4,25 5,77 8,65 17,3
+

2.2.3.Определяем максимально допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Dnpm , об/мин:

Dnpm=npmd/100

Dnpm=36,6*5/100=1,83 об/мин

d - допускаемое отклонение скорости грузовой цепи, %.

2.2.4.Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала

рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин:

[nрм]=nрм ±Dnpm

приняв Dnpm=+1,83 об/мин:

[nрм]=36,6+1,83=38,43 об/мин;

2.2.5 Определение фактического передаточного числа привода uф:

uф=nном /[nрм]

uф=700/38,43=18,21

Уточним передаточные числа закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки передаточного числа привода:

uоп=uф/uзп; uоп=18,21/4,5=4,05

uзп=uф/uоп; uзп=18,21/4,05=4,5

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода

Pдв=Pдв ωном=∏nном/30nдв=nномTдв=Pдвном

PБ=Pдвnмnпк ωБном nБ=nномTБ=Tдвnмnпк

PТ=PБnзпnпк ωТБ/uзп nТ=nБ/uзпTТ=TБnзпnпкuзп

Pрм=PТnопnск ωрмТ/uоп nрм=nТ/uоп Tрм=TТnопnпсuоп

2.4. Табличный ответ

Таблица 2.2. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ112MA8У3 Pном=2,2 кВт nном=700 об/мин
Параметр Передача Параметр Вал
hзп. hзп ДВ Б Т РМ
Передаточ - ное число u 4,5 4,05 Расчетная мощ-ность P, кВт 1,99 1,93 1,82 1,66
Угловая скорость ω, 1/с 73,26 73,26 16,28 4,02

КПД

n

0,95 0,92 Частота вра- щения n, об/мин 700 700 155,5 38,4
Вращающий момент T, Н*м 27,16 26,35 111,52 431,68

3. Выбор материала зубчатых передач.

3.1. Выбор материала

3.1.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

По табл. 3.1.[1] определяем марку стали:

  • для шестерни – сталь 45 : твердость 269…302 НВ
  • для колеса – сталь 45 : твердость 235…262 НВ

Термообработка для обеих сталей – улучшение

НВср= НВmin+ НВmax/2

НВср1=(269+302)/2=285,5

НВср2=(235+262)/2=248,5

НВср1-НВср2=285,5-248,5=37 20<37<50

3.1.2. Механические характеристики стали. [ 1, табл. 3.2]

Для шестерни бв=890 Н/мм2

б-1=380 Н/мм2

Для колеса бв=780 Н/мм2

б-1=335 Н/мм2

3.1.3. Предельные размеры [ 1, табл. 3.2]

Заготовка шестерни Dпред=80мм

Заготовка колеса Sпред=80мм

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

3.2.1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и зубьев колеса.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка); NHO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. N=573ωLh. Здесь ω – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода, ч.

Так как N1>Nho1 и N2>Nho2, то коэффициенты долговечности KhL1=1 и KhL2=1.

NH01=16*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни

NH02=10*106 число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

N1=573*73,26*6115=256695347,7

т.к N1>NHO1, то KHL1=1

N2=573*16,28*6115=57043410,6

т.к N2>NHO2, то KHL2=1

3.2.2. Определяем допускаемые контактные напряжения [б]H

[б]H1=KHL1[б]HO1

[б]HO1=1,8HBср+67[ 1, табл. 3.1]

[б]HO1=1,8*285,5+67=580,9 Н/мм2

[б]H2=KHL2[б]HO2

[б]HO2=1,8HBср+67

[б]HO2=1,8*248,5+67=514,3 Н/мм2

min[б]H=514,3 Н/мм2

3.3. Определяем допускаемые напряжения изгиба,[б]F, Н/мм2

[б]F1=KFL1[б]FO1

[б]FO1=1,03 HBср [ 1, табл. 3.1]

[б]FO1=1,03*285,5=294,07 Н/мм2

=1 (N1>NFO)

[б]F1=294,07 Н/мм2

[б]F2=KFL2[б]FO2

[б]FO2=1,03 HBср

[б]FO2=1,03*248,5=255,96 Н/мм2

=1(N2>NFO)

[б]F2= 255,96 Н/мм2

min[б]F= 255,96 Н/мм2

3.4. Табличный ответ

Таблица 3.2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент

передачи

Марка

стали

Dпред

Термообра-

ботка

НВср1 бв б-1 [б]H [б]F
Sпред Н/мм2

Шестерня

Колесо

45

45

80

80

У

У

285,5

248,5

890

780

380

335

580,9

514,3

294,07

255,96

4. Расчет зубчатых передач редуктора.

4.1. Критерий технического уровня редуктора γ, кг.

γ =m&bsol;T2≈10…20%

m=(0,1…0,2)T2

m=(0,1…0,2)*111,52=11,152…22,304 кг

4.2. Проектный расчет закрытой зубчатой передачи.

4.2.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.


Ka - вспомогательный коэффициент. Для прямозубой передачи – 49,5;

ψa=b2/aw – коэффициент ширины венца колеса 0,28…0,36; ψa =0,28;

u – передаточное число редуктора =4,5;

T2 – вращающий момент на тихоходном валу редуктора;

[б]H – допускаемое контактное напряжение с менее прочным зубом;

K - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба = 1.

4.2.2. Определяем модуль зацепления m, мм.

m≥2KmT2103/d2b2[б]f

Km – вспомогательный коэффициент - 6,8