Введение

Проектируется двухступенчатый цилиндрический редуктор. Привод предназначен для обеспечения необходимой частоты вращения и крутящего момента валов потребителя.

Привод состоит из электродвигателя,муфты, цилиндрического редуктора,цепной передачи. Редуктором называется передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

В данном техническом задании редуктор включает в себя 2 косозубые цилиндрические передачи.

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя

Общий КПД привода.

h = h_{кл. рем.} × h_б × h_т × h³_подш. × h_м

где: h_М - КПД муфты, h_М = 0,98;

h_б,т - КПД цилиндрическтх косозубых передач, h_б,т = 0,96;

h_Подш. - КПД подшипников, h_Подш. = 0,99;

h_кл.рем. - КПД клиноременной передачи, h_кл.рем. = 0,95;

h = 0,95 × 0,96² × 0,99³ × 0,98 = 0,83

Требуемая мощность электродвигателя.

N_вх = N_вых /h;

где: h - общий кпд привода,

N_вх = 4.9/0,83= 5.88 кВт;

Подбор электродвигателя из условия

N_дв ³ N_вх;

Из заданного условия подбираем двигатель «АИР112М2/960 ТУ 16-525.564-84» с параметрами N_дв = 7,5 кВт, n_дв = 1440 мин^-1 .

1.2 Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.

Расчет мощностей:

N_вх = 5.88 kВт;

N₂ = N_вх × h_кл.рем. = 5.88 ∙ 0.95 = 5,58 kВт;

N₃ = N₂ × h_П = 5,58∙ 0.99 = 5,53 kВт;

N₄ = N₃ × h_ц.кос. = 5,53 ∙ 0.96 = 5,30 kВт;

N₅ = N₄ × h_П = 5,30 ∙ 0.99 = 5,26 kВт;

N₆ = N₅× h_ц.кос = 5,26∙ 0.96 = 5,045 kВт;

N₇ = N₆ × h_П = 5,045 ∙ 0.99 = 4,98 kВт;

N_вых = N₇ × h_м = 4.98 ∙ 0.98 = 4,89 kВт;

Передаточное отношение привода:

i_прив = n_дв/ n_вых = 1440/105 = 13,714

i_прив = i_Б × i_Т ∙ i_Ц ;

i_ред=i_Б ∙ i_Т;

i_ред=i_прив/i_Ц;

i_ред=13,714/2=6,85;

i_Б=1,3 ∙ i_Т;

i_Т = ;

i_Б=1,3 ∙ 2,29 = 2,985.

Частота вращения каждого элемента редуктора:

n_дв = 1440 об/мин;

n₁ = n_дв/i_Б = 1440/2 = 720 об/мин;

n₂ = n₁/i_Т = 720/2,98 = 241,61 об/мин;

n₃ = n₂/i_Ц = 241.61/2,29 = 105,5 об/мин=n_вых.

Расчет угловых скоростей:

w_i = πn/30, рад/с:

w_дв = π n_дв/30 = 3,14 ∙ 1440/30 = 150.78 с^-1;

w_II = π n₁ /30 = 3,14 ∙ 720/30 = 75.39 с^-1;

w_III = π n₂ /30 = 3,14 ∙ 241.61/30 = 25.29 c^-1;

w_IV= π n₃/30 = 3,14 ∙ 105.5/30 = 11.04 с^-1;

Расчет крутящих моментов T_i = N_i /w_i Н∙м;

Т Н∙м;

Т Н∙м;

Т Н∙м;

Т₄ Н∙м;

Т₅ Н∙м;

Т₆ Н∙м;

Т₇ Н∙м;

Т_ВЫХ Н∙м.

Долговечность привода: 3 года при 2 сменной работе равен 13824 часов.

Таблица 1.1 - Распределение мощностей, частот вращения и вращающих моментов по валам привода.

Вал	n, об/мин	ω, рад/с	N	N, кВт	T, Н∙м	Т, Н∙мм
Вал двигателя	1440	150.78	1	5.88	38.99	38990
1	720	75.39	2	5.58	74.01	74010
			3	5.53	73.35	73350
2	241.61	25.29	4	5,3	209.49	209490
			5	5,26	207.91	207910
3	105.5	11.04	6	5,045	454.3	454300
			7	4,98	442.64	442640
			вых	4.89	445.66	445660

Привод к агрегату

2 Проектировочные расчеты элементов привода.

Расчеты производятся на ЭВМ.

Расчеты цилиндрических передач выполняются на двух разных программах, так как редуктор выполнен по развернутой схеме. Сначала ведется расчет для быстроходной передачи, а затем для тихоходной. Необходимые данные с учетом передаточных отношений берутся из таблицы 1.1 и технического задания.

2.1 Проверочный расчёт зубчатых передач на контактную выносливость.

Допускаемое напряжение определяют для материалов шестерни [σ_н]₁ и [σ_н]₂. За расчётное допускаемое напряжение [σ_н]_р принимают:

[σ_н]_р = 0,45 ([σ_н]₁ + [σ_н]₂), МПа.

Допускаемое напряжение для каждого колеса принимают:

где: σ_Hlimb – базовый предел контактной выносливости материалов зубьев, МПа;

[S_H] – минимальный коэффициент запаса прочности;

Z_N – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса;

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев;

Z_X - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости колёс;

, причём 0,75≤Z_N≤Z_Nmax ,

где: N_Hlimb – базовое число циклов напряжений, соответствующее перелому кривой усталости.

N_HE – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений;

q_H – показатель степени кривой усталости при расчёте на контактную выносливость;

Z_Nmax – предельное значение Z_N, задаваемое для предотвращения пластических деформаций у поверхности зуба;

,

где: N_K – число циклов напряжений в течении обработки заданного ресурса передачи;

μ_H – коэффициент, учитывающий форму циклограммы нагружения;

,

где: Lh – продолжительность действия,

n – частота вращения вала,

j – число вхождений рассчитываемой стороны зуба в зацепление за один оборот колеса