Содержание

1. . Выбор э/двигателя и кинематический расчет

1. Выбор э/двигателя 4

2. Определение частот вращения, мощностей и

вращающих моментов на валах(Кинематический расчет) 7

2. Проектировочный расчет зубчатой передачи:

   1. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений 8

   2. Определение основных геометрических параметров передачи 11

   3. Определение сил в зацепление 15

3. Проверочный расчет зубчатой передачи:

   1. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость 17

   2. Проверочный расчет зубьев на изгиб 18

4. Предварительный расчет и конструирование валов редуктора:

   1. Расчёт и конструирование ведущего вала-шестерни 20

   2. Расчёт и конструирование ведомого вала 22

   3. Определение расстояния до внутренних стенок корпуса 24

5. Расчёт открытой передачи 26

6. Выбор подшипников и проверка их на долговечность

   1. Расчётная схема ведущего вала. 33

   2. Проверочный расчет подшипников на

динамическую грузоподъёмность и долговечность 36

1. Расчётная схема ведомого вала. 39

2. Проверочный расчет подшипников на

динамическую грузоподъёмность и долговечность 42

7. Уточнённый расчет элементов редуктора:

7.1 Конструирование зубчатого колеса 45

7.2 Уточнённый расчёт валов

7.2.1 Уточнённый расчет быстроходного вала 46

7.2.2 Уточнённый расчет тихоходного вала 48

7.3 Конструирование подшипниковых узлов

7.3.1 Конструирование подшипниковых узлов

ведущего вала 50

7.3.2 Конструирование подшипниковых узлов

ведомого вала 55

7.4 Конструирование корпуса редуктора 59

7.5 Смазывание. Смазочные устройства редуктора. 66

8. Проверочные расчеты.

8.1 Проверочный расчет шпонок 69

8.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов 71

8.3 Проверочный расчет валов 73

9. Технология сборки редуктора 80

Библиографический список 81

1. Выбор э/двигателя и кинематический расчет

1.1 Выбор э/двигателя

Определим потребляемую мощность Привода (на выходе):

Р_тр=F*V=9*10³*1=9 кВт

где: F=9 кН-усилие тяговой цепи,

V=1 м/с-скорость тяговой цепи.

Определим требуемую мощность двигателя:

Р_эл= ; [1, с. 8]

Где =

где: - КПД муфты [1,с.7,табл.1.1]

- КПД конического редуктора [1,с.7,табл.1.1]

- КПД цепной передачи [1,с.7,табл.1.1]

Р_эл=

Из по таблице[1,с.458, табл.24.9] подбираем электродвигатель мощностью Р_эл=11кВт. Имеются 4 электродвигателя подходящей мощности серии АИР:

n₁=2910 ,

n₂=1447 ,

n₃=970 ,

n₄=727 .

Определим передаточное число транспортёра

U₀=U₁*U₂=U_{кон.ред}*U_ц.п.

Из таблицы 1.2 [1,с.7] U_{кон.ред}=1….4

U_ц.п.=1,5....4

Тогда суммарное передаточное число U₀ получиться U₀=1,5….16

Рассчитаем частоту вращения n_в приводного вала:

n_в= , где = 404,5 мм [1,с.6]

n_в=

Найдём требуемые передаточные отношения для различных двигателей:

₀₁=

U₀₂=

U₀₃=

U₀₄=

Из полученных расчетов нам подходит двигатель, с частотой n=727 .

Разобьём передаточное отношение по ступеням:

U₀₄ , учтём, что U_{кон.ред}=1….4 и U_ц.п.=1,5....4 тогда примем

U_{кон.ред}= 4, тогда U_ц.п=

Окончательно принимаем: двигатель 160 м8/727, U_{кон.ред}= 4, U_ц.п= .

1.2 Определение частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах

Частота вращения ведущего вала шестерни определяется, как:

n₁=n_эл.дв.=727 об/мин [3,с.46, табл.2.4]

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁=Р_эл.дв.=11 кВт [3,с.46, табл.2.4]

Угловая скорость вращения ведущего вала редуктора

₁= *n₁)/30=(3,14*727)/30=76,09 с^-1 [3,с.46, табл.2.4]

Вращающий момент на ведущем валу шестерне редуктора:

Т₁=Р_эл.дв./ ₁=11000/76,09=144,56 Н*м [3,с.46, табл.2.4]

Частота вращения ведомого вала редуктора:

n₂=n₁/U_{кон.ред.}=727/4=181,75 об/мин [3,с.46, табл.2.4]

Мощность на выходном(ведомом) вулу редуктора:

Р₂=Р₁* _{кон.ред. п.к.}, где _п.к.=0,993 – КПД подшипников качения [3,с43,табл.2.2]

_{кон.ред.}=0,96

Р₂=11000*0.993*0.96=10586,08 Вт

Угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:

₂= ₁/U_{кон.ред.}=76,09/4=19,02 с^-1 [3,с.46, табл.2.4]

Вращающий момент на ведомом валу редуктора:

Т₂= Р_2./ ₂=10586,08/19,02=592,21 Н*м

2. Проектировочный расчет зубчатой передачи

1. Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений

И таблицы [1,с.12,табл2.1] выбирем для колеса и шестерни сталь 40ХН и следующие варианты термообработки:

для колеса - улучшение, с пределом изменения твёрдости зубьев на поверхности НВ=269….302,

для шестерни- улучшение и закалка ТВЧ с пределом изменения твёрдости зубьев на поверхности HRC=48….53.

Определим допускаемые напряжения по контактным и изгибающим напряжениям отдельно для колеса [σ]_H1 , [σ]_F1 ,и шестерни [σ]_H2 , [σ]_F2.

Допускаемы контактные напряжения будут рассчитываться по формулам:

[σ]_H=К_HL*[σ]_H0 , где K_HL= [3,с.55]

где: [σ]_H -допускаемое контактное напряжение,

К_HL-коэффициент долговечности,

[σ]_H0 – допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов переменных напряжений ,

- число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

Допускаемые напряжения изгиба будут рассчитываться по формулам:

[σ]_F=К_FL*[σ]_F0 ,

где K_FL= [3,с.56]

где: [σ]_F -допускаемое контактное напряжение,

К_FL-коэффициент долговечности,

[σ]_F0 – допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов переменных напряжений ,

- число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

m- показатель, учитывающий вид термообработки,

т=6, при улучшение,

т=9, при закалке.

Принимаем ⁶ циклов.

Определим число циклов переменной нагрузки:

Для колеса N₂=573* ₂*L_h [3,с.55]

где L_h- срок службы привода, по заданию принимаем L_h=2000 часов,

N₂=573*19,02*2000=22644960 ≈22,6*10⁶ циклов.

Для шестерни N₁=U_{кон.ред.}*N₂=4*22,6*10⁶=90,4*10⁶ циклов.

Определим среднею твёрдость шестерни и колеса, и исходя и средней твёрдости по таблице [3,с.55,табл.3.3] найдём числе циклов переменных напряжений

HB_ср =0,5*(269+302)=285,5 тогда для колеса =20 млн.циклов,

HRC_ср=0,5*(48+53)=50,5 тогда для шестерни млн.циклов.

Тогда коэффициенты долговечности будут равны:

для шестерни: К_HL1= , т.к. <N₁ ,

K_FL1= 1 , т.к. <N₁ ,

для колеса К_HL2= , т.к. <N₂ ,

K_FL2= 1, т.к. <N₂ .

По таблице [3,с52,табл.3.1] определяем [σ]_F0 и [σ]_H0 :

для колеса: [σ]_H02 =1,8*НВ_ср + 67=1,8*285,5 +67=580,9 МПа,

[σ]_F02 =1,03*НВ_ср=1,03*285,5=294,065 МПа,

для шестерни: [σ]_H01 =14*HRC_ср+170=14*50,5+170=877 МПа,

[σ]_F01 =370 МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учётом работы передачи:

для колеса: [σ]_H2=К_HL2*[σ]_H02=1*580,9=580,9 МПа,

[σ]_F2=К_FL2*[σ]_F02=1*294,065=294,065 МПа,

для шестерни: [σ]_H1=К_HL1*[σ]_H01=1*877=877 МПа,

[σ]_F1=К_FL1*[σ]_F01=1*370=370 МПа.

Т.к. допускаемые контактные напряжения считаются одинаковыми для шестерни и колеса, то принимаем за эти напряжения величину средних допускаемых контактных напряжений:

[σ]_H=0,45*([σ]_H1+[σ]_H2)=0,45*(877+580,9)=656,055МПа. [3,с.55]

Окончательно принимаем [σ]_H=656,055 МПа ,одинаковое для колеса и шестерни, а допускаемые изгибающие напряжения:

у колеса [σ]_F2=294,065 МПа,

у шестерни [σ]_F1=370 МПа.