Проектування циліндричного одноступінчатого редуктора

- приймаємо ККД пари циліндричних зубчастих коліс Ю1=0,97;

- коефіцієнт враховуючий витрати пари підшипників кочення Ю2=0,99;

- ККД відкритої ланцюгової передачі Ю3=0,97;

- коефіцієнт , який враховує втрати в опорах вала приводного барабана Ю4=0,99.

Юзаг = 0,96·0,992·0,97·0,98 = 0,89

Потужність на валу барабана:

Рб = Ft·V кВт (1.2)

Рб= 2·1=2кВт

Потрібна потужність електродвигуна:

Рпотр = (1.3)

Рпотр = =2,25кВт

Визначаємо передаточне число приводу для всіх можливих варіантів типу двигуна при заданій номінальній потужності

Рном ? Рпотр =3кВт

Таблиця 1.1- Варіанти типу двигуна при заданій потужності

Кутова швидкість барабану:

щб = (1.4)

щб =

Частота обертання барабана : (1.5)

nб =

nб = =76 об/хв

u1 = nном/nб =37

u2 = nном/nб =19

u3 = nном /nб =13

u4 = nном/nб =9

Визначаємо передаточні числа приводів приймаємо передаточне число

редуктора постійним, і змінюючи значення передаточного числа

відкритої передачі , розбиваємо передаточне число привода для

варіантів типу двигуна uзп = 4

uвп - повинно знаходитись в діапазоні від 2…5

uвп1 = u1/ uзп = 37/4=9,2 (1.6)

uвп 2 = u2/ uзп = 19/4=4,75

uвп 3 = u3/ uзп =13/4=3,25

uвп4 = u4/ uзп =9/4=2,25

uвп = 3,125

Як найбільш підходящий обираємо другий варіант. По таблиці К9 ст 384 по потрібній потужності Рпотр=2,25кВт. Вибираємо електродвигун, трьохфазний коротко замкнений серії 4А, закритий, охолоджуваний повітрям з синхронною частотою обертання 1000 4АМ112MA6У3, з параметрами 2,25кВт, номінальною частотою обертання 955об/хв.(ГОСТ 15150-69)

1.2 Визначення силових і кінематичних параметрів приводу

Потужність Р,кВт

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Швидкохідний вал редуктора

Р1= Рном· Ю1· Ю3 (1.7)

Р1= 3·0,96·0,97=3,49

Тихохідний вал редуктора

Р2 =Р1· Ю1· Ю2 (1.8)

Р2= 2,79·0,96·0,99=3,32

Робочої машини

Рм = Р2· Ю3· Ю4 (1.9)

Рм = 2,65·0,97·0,98=3,22

Частота обертання n, об/хв.:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигун nном = 955 (1.10)

Швидкохідний вал редуктора n1= nном = 955 (1.11)

Тихохідний вал редуктора n2 = n1/uзп = 955/4 = 238об/хв. (1.12)

Робочої машини nрм = n2/uвп = 238/4= 60об/хв. (1.13)

Кутова швидкість щ,рад/с:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна щном = (1.14)

Швидкохідний вал редуктора щ1 = щном =100 (1.15)

Тихохідний вал редуктора щ2 = (1.16)

Робочої машини щрм = (1.17)

Обертовий момент Т,Н·м:

Схема Д-ЗП-ВП-РМ

Двигуна Тдв = (1.18)

Швидкохідний вал редуктора Т1 = Тдв·Ю1·Ю2 = 36·0,96·0,99 = 34 (1.19)

Тихохідний вал редуктора Т2 = Т1·uзп· Ю1·Ю2= 34·4·0,96·0,99 =109 (1.20)

Робочої машини Трм = Т2·uВП·Ю3·Ю4= 109·4·0,97·0,98 =403 (1.21)

Таблиця 1.2- Силові і кінематичні параметри приводу

2. ВИБІР МАТЕРІАЛІВ ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Для виготовлення зубчастої пари вибирають сталь, яка піддається термообробці і здатна забезпечити достатню міцність та довговічність передачі. З метою кращого припрацювання зубів пари, твердість шестерні призначається на 20…50НВ більше ніж колеса .

Для виготовлення шестерні обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення з послідуючим гартуванням поверхневого шару зубів струмом високої частоти НВ1= 269…302.

Для виготовлення колеса обираємо сталь 40Х з термообробкою покращення, твердість НВ2= 235…262

2.1 Визначення середньої твердості матеріалу

Матеріал шестерні НВсер1= (2.1)

Матеріал Колеса НВсер2= (2.2)

2.2 Визначення допустимих дотичних напружень [д]н

Шестерні [д]н1= 1,8МНВ1+67 = 1,8·285+67=580 (2.3)

Колеса [д]н2 =1,8МНВ2+67 = 1,8·250+67=513 (2.4)

2.3 Визначення допустимих згинаючих напружень

Шестерні [д]F1= 1,03·НВ1 = 1,03·285 = 294 (2.5)

Колеса [д]F2=1,03·НВ2 = 1,03·250 = 255 (2.6)

Таблиця 2.1 Матеріали зубчастої пари

3. РОЗРАХУНОК ЗУБЧАСТОЇ ПЕРЕДАЧІ

Таблиця 3.2 - Результати перевірочного розрахунку

4. РОЗРАХУНОК КЛИНОВОЇ ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

4.1 Вибір перерізу пасу

Згідно з номограмою у відповідності до потужності електродвигуна і частоти його обертання обираємо пас перерізу А, його характеристики такі:

bP =11

bO=13

h =8

yO=2,8

A = 81

q =0,105

4.2 Визначення розрахункового діаметру ведучого шківа

Розрахунковий діаметр шківу обираємо в залежності від крутного моменту та обраного перерізу пасу.

D1min=100мм

4.3 Визначення діаметру веденого шківу d2

,(4.1)

де uВП - передаточне число відкритої передачі

е =0,01...0,02 - коефіцієнт ковзання

Отримане значення необхідно відкоригувати за рядом стандартних чисел.

4.4 Визначення фактичного передаточного числа пасової передачі

(4.2)

4.5 Визначення орієнтовної міжосьової відстані

(4.3)

4.6 Визначення розрахункової довжини пасу

(4.4)

Отримане значення округлюється до найближчого стандартного значення

4.7 Уточнення міжосьової відстані

(4.5)

4.8 Визначення кута охоплення пасом ведучого шківу

(4.6)

4.9 Визначення швидкості пасу

(4.7)

4.10 Визначення припустимої потужності, яка може передаватися пасом

(4.8)

де Ро =0,95- припустима потужність передана одним пасом;

Ср =1- коефіцієнт динамічності навантаження і довговічності роботи;

Сб =0,83- коефіцієнт кута охоплення ведучого шківа;

Сl =1- коефіцієнт відношення розрахункової довжини пасу до прийнятої;

Сz =0,9- коефіцієнт очікуваної кількості пасів комплекту клинопасової передачі.

4.11 Визначення кількості приводних пасів в комплекті

(4.9)

4.12 Визначення сили попереднього натягнення

(4.10)

4.13 Визначення колової сили переданої комплектом клинових пасів

(4.11)

Таблиця 4.1 Параметри пасової передачі.