 |
НВ 350 и термообработкой (улучшение)
|
|
|
|
Выбор электродвигателя и кинематический расчёт
Технические данные
P2=4,5 кВт
n2=100 об/мин
1.1 Определение общей КПД установки
, где
=0,98 - КПД цепной передачи
=0,99 - Две пары подшипников качения
=0,92 - КПД зубчатой передачи
=0,99 - КПД муфты
 |
1.2 Определяем требуемую мощность электродвигателя.
1.3 Определяем требуемую частоту вращения.
где Uц.п. =3;Uред =4
nдв =nз×Uобщ=100×12=1200
1.4 Выбираем тип двигателя по таблице П1. Это двигатель 4А100L4УЗ с ближайшим большим значением мощности 4 кВт, с асинхронной частотой вращения 1500 об/мин и S =4,7%. Этому значению номинальной мощности соответствует частота вращения nном =1500-47=1453 об/мин.
 |
1.5 Определяем общее передаточное число установки.
1.51 По ГОСТ 2185-66 принимаем Uред =4
1.6 Пересчитываем Uц.п.
1.7 Определяем вращающий момент на валах
1.71 Вращающий момент на валу шестерни
1.72 Вращающий момент на валу колеса
2. Расчет зубчатых колёс редуктора
2.1 Выбор материалов для передач
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения
 |
где sн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее
НВ 350 и термообработкой (улучшение)
 |
|
|
|
КHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL=1; [ n ]H=1,1
 |
2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу
Для колеса
Тогда расчетное допускаемое напряжение
Коэффициент нагрузки 
, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию 
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.8) [1]).
Здесь принято 
. Ближайшее стандартное значение 
. Нормальный модуль зацепления
; принимаем 
(стр.36 [1])
2.3 Угол наклона зубьев 
. Определим число зубьев шестерни и колеса:
; принимаем z1=28
тогда 
принимаем z2=112
2.4 Основные размеры шестерни и колеса:
2.41 Диаметры делительные:
; 
.
Проверка: 
.
2.42 Диаметры вершин зубьев:
; 
;
ширина колеса 
;
ширина шестерни 
.
2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
.
2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с,
где - ω1= 
При такой скорости следует принять 8-ю степень точности (стр.32 [1])
2.5 Коэффициент нагрузки
Значения даны в табл.3.5[1]: при 
, твердости 
и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 
.
По табл. 3.4[1] при 
и 8-й степени точности 
. По табл.
|
|
|
3.6[1] для прямозубых колес при 
имеем 
. Таким образом,
.
2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]:
2.7Силы, действующие в зацеплении:
2.71 Окружная 
;
2.72 Радиальная 
;
2.73 Осевая 
2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:
Здесь коэффициент нагрузки 
.
По табл. 3.7[1] при 
, твердости 
и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор 
. По табл. 3.8[1] 
. Таким образом, коэффициент 
.
2.81 
–коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев 
: 
у шестерни 
;
у колеса 
.
При этом 
и 
(стр.42 [1]).
Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:
.
По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости 
.
Для шестерни 
;
для колеса 
.
–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где 
; 
. Следовательно, 
.
Допускаемые напряжения:
для шестерни 
,
для колеса 
.
Находим отношения 
;
для шестерни 
;
для колеса 
.
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Ub и КFa
β=1, т.к. β=0
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25)[1]:
Условие прочности выполнено.
3. Предварительный расчет валов редуктора
Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.
Ведущий вал:
диаметр выходного конца при допускаемом напряжении 
(учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1]
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69): 
.
Примем под подшипниками 
. Шестерню выполним за одно целое с валом.
Ведомый вал:
Учитывая влияние изгиба вала от возможных натяжений, принимаем 
.
Диаметр выходного конца вала
.
Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: 
. Диаметр вала под подшипниками принимаем 
, под зубчатым колесом 
.
Диаметры остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса
Шестерню выполняем за одно целое с валом, ее размеры: 
, 
, 
.
Колесо кованое, 
, 
, 
.
|
|
|
Диаметр ступицы 
; длина ступицы 
, из конструктивных соображений принимаем 
.
Толщина обода 
, принимаем 
.
Толщина диска 
.
|
|
|
