Проектирование зубчатого мотор-редуктора

Задание на проектирование

	1 – электродвигатель; 2 – зубчатый редуктор; 3 – муфта.
Рис. 4.1. Компоновочная схема мотор-редуктора

Исходными данными при проектировании привода являются:

· Мощность не менее 3 кВт;

· Скорость вращения вала мотор-редуктора 150 об/мин;

· Передача – цилиндрическая зубчатая наружного зацепления, вертикальная компоновка;

· Требуемый ресурс L = 10 лет;

· Режим работы – 2 смены, со средними динамическими нагрузками, реверсивная передача;

· Требования к компактности – средние;

· Ограничения по шумности – средние;

· Крупносерийное производство.

 

 

Предварительные расчеты и анализ работы мотор-редуктора

Срок службы привода

Срок службы (ресурс) :

часов,

где L – срок службы привода, 10 лет;

– количество рабочих дней в году, = 250 рабочих дней (при пятидневной рабочей неделе);

– количество смен, = 2 смены;

– продолжительность смены, = 8 часов.

 

Выбор электродвигателя

4.1.2.2.1 КПД редуктора:

,

где – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

– КПД одной пары подшипников.

4.1.2.2.2 Требуемая мощность электродвигателя:

кВт;

4.1.2.2.3 Подбор электродвигателей

По таблицам приложения выбираем электродвигатели серии 4А с кВт. Данные заносим в таблицу 4.1:

Таблица 4.1

Параметры выбранных электродвигателей

	Обозначение электродвигателя	Мощность P, кВт	n эд. ном., об/мин	uред
	4АМ100S2			19,2
	4АМ100L4		9,53
	4АМ112MB6		6,33
	4АМ132S8		4,8

 

4.1.2.2.4 Передаточное число привода

Передаточное число привода для каждого варианта электродвигателя:

,

где – частота вращения выходного вала мотор-редуктора.

; ;

; .

Оптимальное передаточное число цилиндрической зубчатой передачи лежит в диапазоне 2,5…5,6. Из четырех вариантов первые три не попадают в указанный диапазон. Поэтому остается единственный вариант с электродвигателем 4АМ132S8.

 

 

Расчет кинематических и силовых параметров привода

4.1.2.3.1 Частота вращения и угловая скорость вала электродвигателя:

об/мин; сек^-1.

Частота вращения быстроходного вала редуктора совпадает с частотой вращения вала электродвигателя:

об/мин; сек^-1.

Частота вращения тихоходного вала редуктора (выходного вала мотор-редуктора):

об/мин; сек^-1.

4.1.2.3.2 Мощность на валу электродвигателя:

кВт.

Мощность на быстроходном валу редуктора (с учетом потерь на трение в подшипниках вала):

кВт.

Мощность на выходном валу (с учетом потерь на трение в зубчатой передаче и подшипниках вала):

кВт.

4.1.2.3.3 Вращающий момент на валу электродвигателя:

Н∙м.

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

Н∙м.

Вращающий момент на выходном валу:

Н∙м.

Результаты расчетов заносим в таблицу 4.2.

Таблица 4.2

Кинематические и силовые параметры привода

Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, сек^-1	Мощность P, кВт	Вращающий момент M, Н×м
Вал двигателя		75,4		53,05
Быстроходный вал		75,4	3,96	52,52
Тихоходный вал		15,71	3,803	242,1

 

Проектирование зубчатой передачи

Исходные данные для проектирования

· Вращающий момент на шестерне 52,52 Н∙м;

· Частота вращения шестерни =720 об/мин;

· Передаточное число u =4,8;

· Время работы передачи (ресурс) =40000 ч;

· Условия работы: реверсивность, средние динамические нагрузки.

Особые технологические и эксплуатационные требования:

· Условия смазывания – закрытая передача;

· Тип передачи – с наружным зацеплением;

· Схема механизма – одноступенчатый редуктор с симметричным расположением колес относительно опор;

· Требования к компактности – средние;

· Масштаб производства – мелкосерийное;

· Ограничения по шумности – средние;

 

Предварительные расчеты

Из соображений обеспечения средней компактности и средней стоимости изготовления предварительно примем:

· Твердость зубьев шестерни: H ₁ ³ 45 HRC, колеса: H ₂ £ 350 HB;

· Передача – косозубая.

4.1.3.2.1 Предварительное (в первом приближении) значение межосевого расстояния , мм:

мм,

где коэффициент K = 8.

4.1.3.2.2 Предварительные размеры заготовок шестерни и колеса:

мм,

мм.

4.1.3.2.3 Предварительная окружная скорость:

м/сек.

После анализа результатов выполненных расчетов примем:

· Марки материалов: шестерни – сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости 45…50 HRC; колеса – сталь 45 с улучшением до твердости 235…262 HB.

· Тип передачи – косозубая.

· Степень точности изготовления – 8.

 

Допускаемые напряжения

4.1.3.3.1 Допускаемое контактное напряжение

Предел контактной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

для шестерни ():

;

для колеса:

.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни:

,

где – минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений.

для колеса:

,

где – минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении действующих и допускаемых напряжений.

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Допускаемое контактное напряжение , принимаемое для расчетов:

МПа.

 

4.1.3.3.2 Допускаемое изгибное напряжение

Предел изгибной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни и колеса:

,

где – коэффициент запаса прочности;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений.

Допускаемые напряжения изгиба:

для колеса:

МПа;

для шестерни:

МПа.

 

Коэффициент нагрузки

Коэффициенты , , учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку:

;

.

Коэффициенты ширины:

;

.

Коэффициенты , _, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

;

.

Коэффициенты , учитывающие распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса для косозубых передач:

, поэтому ,

где – число, обозначающее степень точности по нормам плавности (ГОСТ 1643-81);

а = 0,25 – коэффициент, при > 350 НВ и ≤ 350 НВ.

Коэффициент нагрузки при расчетах на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчетах на изгибную выносливость:

.

 

Проектировочный расчет

4.1.3.4.1 Межосевое расстояние (второе приближение):

мм,

где = 410 для косозубых и шевронных зубчатых колес и = 450 для прямозубых зубчатых колес;

– коэффициент ширины (выбран в п. 4.1.3.4 ).

Полученное значение округляем до ближайшего стандартного значения: = 140 мм.

4.1.3.4.2 Ширина венца колеса:

мм.

Ширину венца шестерни принимают большую, чем у колеса, мм:

мм.

4.1.3.4.3 Минимальный модуль (из условия изгибной прочности колеса):

мм,

где – коэффициент, равный 2800 для косозубых передач;

– коэффициент нагрузки принимаемый равным .

Максимально допустимый модуль (из условия неподрезания зубьев у основания):

.

Нормальный модуль зубчатых колес определяют (с дальнейшим округлением по ГОСТ 9563-60) из следующих соотношений:

мм;

Из стандартного ряда принимаем 2,5 мм.

;

– условие соблюдается.

4.1.3.4.4 Минимальный угол наклона зубьев (для косозубых передач):

.

Суммарное число зубьев:

.

Округляем до целого в меньшую сторону: .

Действительное значение угла наклона зубьев:

, .

4.1.3.4.5 Числа зубьев шестерни и колеса :

.

Округляем округляют до целого числа: 19.

Минимальное число зубьев для косозубых зубчатых колес:

.

– условие выполняется.

Число зубьев колеса :

.

Фактическое значение передаточного числа u с точностью до 0,01:

.

 

4.1.3.4.6 Определение геометрических параметров передачи:

Диаметр делительной окружности:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности вершин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Диаметр окружности впадин зубьев:

шестерни:

мм;

колеса:

мм;

Уточненное межосевое расстояние:

мм.

 

4.1.3.4.7 Силы в зацеплении (рис. 4.2):

Окружная сила:

Н;

Радиальная сила:

Н;

Осевая сила:

Н.

Проверочный расчет

4.1.3.5.1 Проверочный расчет на контактную выносливость:

МПа МПа.

где – коэффициент, равный 8400 для косозубых передач.

Условие контактной выносливости соблюдается.

4.1.3.5.2 Проверочный расчет на выносливость при изгибе:

Для шестерни:

Приведенное число зубьев:

.

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при .

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

= 0,65 – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

Для колеса:

Приведенное число зубьев:

.

– коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения при .

Коэффициент, учитывающий влияние на напряжение изгиба формы зуба, перекрытия и наклона зубьев:

.

МПа МПа.

Условие прочности соблюдается.

 

Результаты расчета

Таблица 4.3