- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •II. Расчет зубчатых колес редуктора.
- •Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке.
- •Проверочный расчёт на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке
- •III. Предварительный расчет валов редуктора
- •IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
- •V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •VI. Первый этап компоновки редуктора
- •Проверка долговечности подшипников
- •Рассмотрим правый подшипник.
- •3538,47 (Млн. Об).
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Наибольшее распространение в промышленности получили трёхфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором. Эти двигатели просты в конструкции и обслуживании, надёжны в эксплуатации, имеют небольшую стоимость.
Расчёт привода начинают с определения общего КПД кинематической схемы, общего передаточного числа и выбора электродвигателя.
По таблице 1.1 (1,стр.5)примем: КПД пары конических зубчатых колес ŋзп=0.97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ŋпп=0.99.
Общий КПД привода:
n = ŋзп*ŋ2 пп= 0.97·0.99·0.99= 0.95
Требуемая мощность электродвигателя:
=
Частота вращения тихоходного вала =47 рад/c
По данным таблицы П1 приложения (ГОСТ 19523-81),(1,стр.390) подходят электродвигатели четырёх марок:
Типоразмер |
nc , об/мин |
s , % |
nн , об/мин |
iрасч |
i |
100L2 |
3000 |
3.4 |
2898 |
6.457 |
6.3 |
112M4 |
1500 |
3.7 |
1444.5 |
3.218 |
3.15 |
132S2 |
1000 |
3.3 |
967 |
2.155 |
2.24 |
132M8 |
750 |
4.1 |
719.25 |
1.603 |
1.6 |
Номинальные частоты вращения:
nн = nс(1-S)
nн=3000∙(1-0.034)=2898(об/мин)
nн=1500∙(1-0.037)=1444.5(об/мин)
nн=1000∙(1-0.033)=967(об/мин)
nн=750∙(1-0.041)=719.25(об/мин)
Передаточное отношение привода:
iрасч =
iрасч ==6.457
iрасч = =3.218
iрасч ==2.155
iрасч= =1.603
Округляем вычисленное значение i до величины по ГОСТ 2185-66(1, стр.36)
Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин , с параметрами Рдв=5.5 кВт и скольжением s = 3.7% (ГОСТ 19523—81 стр.390), =3.15
=2.12%
Вращающие моменты и угловые скорости (1, стр. 340):
на валу шестерни
T1 = ==36,19∙103 (Н ·мм)
(рад/с)
на валу колеса
T2 = T1·i·η = 36,19∙103·3,15·0.95 = 108,299∙103(Н ·мм).
(рад/с)
==458.57 (об/мин)
Вал |
n, об/мин |
,рад/с |
Т,Н*м |
1 |
1444,5 |
151,27 |
36,19 |
2 |
458,57 |
48,02 |
108,299 |
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки не превысит 120 мм).
По таблице 3.3 принимаем материалы со средними механическими характеристиками, для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ1 270; для колеса- сталь 40X улучшенную с твердостью НВ2 245.
Допускаемые контактные напряжения (по формуле (3.9)):
[σH]1 = ,
[σH]2 = ,
где σHlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
Срок службы привода в часах
ч.
Число циклов нагружений зубьев колеса
Базовое число циклов для материала колеса(по табл.3.2(1))
Коэффициент долговечности
По табл.3.2(1) принимаем для шестерни и колеса пределы контактной выносливости:
σHlimb1 = 2·HB1 +70=2·270+70=610МПа;
σHlimb2 = 2·HB2 +70=2·245+70=560МПа;
при длительной эксплуатации коэффициент долговечности
Примем коэффициент безопасности [SH] = 1,15, тогда
Допускаемое контактное напряжение.
=486.96МПа
Коэффициент KHB при консольном расположении шестерни примем равным KHB=1,35 (1,табл. 3.1, стр. 32).
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию ψbRe=0.285 (рекомендация ГОСТ 12289-76(1)).
Внешний делительный диаметр колеса (по формуле (3.29), стр. 49)
В этой формуле для прямозубой передачи Kd=99; передаточное число
i=3.15;
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение de2=200 мм (1,стр. 49).
Примем число зубьев шестерни z1=25. Число зубьев колеса
z2=z1∙ i =25∙3.15=78.75
Примем z2=79. Тогда
Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 12289-76 допустимых 3%.
Внешний окружной модуль(1,стр.50)
(округлять me до стандартного для конических колёс не обязательно).
Углы делительных конусов
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Принимаем b=30мм.
Внешний делительный диаметр шестерни
de1=me·z1=2.531·25=63.28 мм
Средний делительный диаметр шестерни
d1=2(Re-0,5b)sinδ1 = 2∙(104,86-0,5∙30)sin17,56˚ = 54.23 мм
Внешние диаметры шестерни и колеса( по вершинам зубьев):
dae1=de1+2me cosδ1=63,28+2·2.531cos17,56˚
dae1=68.15 мм
dae2=de2+2me cosδ2=200+2·2.531cos72.32˚
dae2=201.54 мм
Средний окружной модуль
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
Средняя окружная скорость колёс
Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности. Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
KH=KHβ KHαKHυ =1.22∙1∙1.05=1.30
По таблице 3.5 (стр. 39) при Ψbd=0.553 консольном расположении колёс и твёрдости HB<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, KHβ=1.23
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, KHα=1.0 (таблица 3.4).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колёс при υ<=5 м/с KHυ=1.05 (таблица 3.6).
Проверяем контактное напряжение по формуле 3.27 (стр. 47).
Силы в зацеплении.
Окружная
;
радиальная для шестерни, равная окружной для колеса:
осевая для шестерни, равна радиальной для колеса:
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба (формула 3.31, стр.50)
.
Коэффициент нагрузки .
По таблице 3.7 при Ψbd=0.553 консольном расположении колёс,валах на роликовых подшипников и твёрдости HB<350 значения KFβ=1,38
По таблице 3.8 при твердости HB<350, скорости υ=4.102м/с и седьмой степени точности KFυ=1,45 (значение взято для восьмой степени точности в соответствии с указаниями на стр. 53. В соответствии с ними для редукторных конических зубчатых передач надо, как правило, назначать седьмую степень точности изготовления, но значения коэффициентов берут такие, которые соответствуют восьмой степени точности цилиндрических зубчатых колёс).
Итак, .
YF-коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни
для колеса
При этом YF1=3.9 и YF2=3.6 (1,стр. 42).
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
По таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ < 350
Для шестерни: = 1.8·270 = 486 МПа;
Для колеса: = 1.8·245 = 441 МПа.
Коэффициент запаса прочности [SF] = [SF]’[SF]” .По таблице 3.9
[SF]’ = 1,75, для поковок и штамповок [SF]” = 1.
Таким образом, [SF] = 1.75·1=1.75
Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на выносливость:
для шестерни:
Для колеса:
Находим отношение :
для шестерни:
для колеса:
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Проверяем зуб колеса:
Условие прочности выполнено.