- •Содержание
- •5 Предварительный расчет диаметров валов 22
- •2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
- •3 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
- •4.1.6 Силы в зацеплении
- •4.1.7 Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям
- •4.1.8 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба
- •4.1.9 Проверочный расчет на выносливость при перегрузках
- •4.2 Расчет червячной передачи
- •4.2.1 Материалы червяка и колеса
- •4.2.2 Допускаемые напряжения
- •4.2.2.1 Допускаемые контактные напряжения
- •4.2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба
- •4.2.3 Межосевое расстояние
- •4.2.4 Основные параметры передачи
- •4.2.5 Размеры червяка и колеса
- •4.2.6 Проверочный расчёт передачи на прочность
- •4.2.7 Кпд передачи
- •4.2.8 Силы в зацеплении
- •4.2.9 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
- •4.2.10 Тепловой расчёт
- •5 Предварительный расчет диаметров валов
- •6 Подбор и проверочный расчет муфт
- •6.1 Муфта упругая втулочно-пальцевая
- •6.2 Зубчатая муфта
- •7 Предварительный подбор подшипников
- •8 Компоновочная схема и выбор способа смазывания передач и подшипников, определение размеров корпусных деталей
- •9 Расчет валов по эквивалентному моменту
- •9.1 Расчет первого вала
- •9.1.1 Cоставление расчетной схемы
- •9.1.2 Определение реакций опор и построение эпюр
- •9.2 Проверочный расчет второго вала
- •9.2.1 Cоставление расчетной схемы
- •9.2.2 Определение реакций опор и построение эпюр
- •9.3 Проверочный расчет третьего вала
- •10.2 Расчет подшипников второго вала
- •10.3 Расчет подшипников третьего вала
- •11 Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений
- •13 Расчет валов на выносливость
- •13.1 Расчет первого вала
- •13.2 Расчет второго вала
- •13.3 Расчет третьего вала
- •14 Описание сборки редуктора
- •15 Регулировка подшипников и зацеплений редуктора
- •16 Описание монтажной схемы, сборки и регулировки привода
- •Литература
2 Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Частота вращения выходного вала и необходимая мощность на этом валу:
,
.
Общий КПД привода:
,
где - КПД червячной передачи,
- КПД зубчатой цилиндрической передачи,
- КПД пары подшипников качения.
- КПД муфты.
.
Требуемая мощность электродвигателя:
.
Выбираем электродвигатель из условия . Принимаем электродвигатель 4А112М2У3 (мощностьРэд=7,5 кВт, частота вращения ротора nэд=2920 мин-1) [5, табл. 16.7.1].
Фактическое передаточное число:
.
Принимаем передаточное число червячной передачи .
Тогда передаточное число цилиндрической передачи
Частоты вращения на валах:
Угловые скорости на валах:
3 Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
Мощности на валах привода:
,
Крутящие моменты на валах привода:
Таблица 3.1 – Результаты кинематического расчета
Номер вала |
I |
I’ |
II |
III |
III’ |
Р, кВт |
6,64 |
6,54 |
6,38 |
5,07 |
5 |
n, мин-1 |
2920 |
2920 |
1100 |
55 |
55 |
Т, Нм |
21,7 |
21,4 |
55,4 |
880,3 |
868,2 |
ω, с-1 |
305,6 |
305,6 |
115,3 |
5,8 |
5,8 |
4 Расчет передач
4.1 Расчет цилиндрической косозубой передачи
4.1.1 Выбор материала зубчатых колес
С целью понижения габаритов передачи, получения высокой изгибной и контактной выносливости зубьев выбираем для шестерни и колеса материал сталь 40ХН. Механические характеристики сердцевины – σВ=850МПа, σТ=600МПа [3, табл.8.8]. Термообработка шестерни и колеса – улучшение.
Твердость шестерни 260 НВ
колеса 220 НВ
4.1.2 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений
Срок службы передачи Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете на контактную прочность:
,
где с=1 – число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым,
, частоты вращения шестерни и колеса,
m/2=3 – показатель степени (3, табл. 8.9).
- для шестерни:
.
-для колеса:
.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:
, где
q=6 – показатель степени при HB<350.
- для шестерни:
- для колеса:
.
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений
.
Предел контактной выносливости:
[3, табл. 8.9];
,
.
SH=1,1 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
.
Базовое число циклов NHO:
[3, рис. 8.40],
[3, рис. 8.40].
m – показатель степени.
Т.к. тоm1=20,
m2=20.
Тогда:
.
.
Таким образом, допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:
;
.
Расчетные допускаемые контактные напряжения:
.
4.1.4 Определение допускаемых изгибных напряжений
.
Предел изгибной выносливости
[1, табл. 6,16].
[1, табл. 6,16].
SF=1,75 – коэффициент безопасности [3, табл. 8.9].
Коэффициент долговечности:
,
q=6 – показатель степени при твердости шестерни и колеса меньше 350НВ
- базовое число циклов для всех сталей:
- коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки.
Для нереверсивной нагрузки
- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности,
Таким образом, допускаемые изгибные напряжения для шестерни и колеса:
; .
4.1.5 Расчет геометрических параметров передачи
Межосевое расстояние:
.
- числовой коэффициент для косозубых колес.
- крутящий момент на колесе.
- коэффициент внешней динамической нагрузки. Определяется по табл. 4.2.9 [5, стр.51]:
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [3, рис. 8.15].
Принимаем коэффициент ширины колеса относительно диаметра по таблице 4.2.6 [5, стр.50] .
Тогда коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния:
.
Принимаем по табл. 4.2.7 [5, стр.51]
Тогда
.
Принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [5, табл. 4.2.3].
Ширина зубчатого венца колеса .
Ширина венца шестерни .
Принимаем предварительно и.
Модуль зацепления:
.
Принимаем согласно ГОСТ 9563-60 [5, табл. 4.2.1].
Суммарное число зубьев передачи:
Действительный угол наклона зуба:
.
Число зубьев:
,
.
Фактическое передаточное число .
Отклонение фактического передаточного числа от номинального
Рисунок 4.1 – Геометрические параметры цилиндрической передачи
Делительные диаметры: ;
,
.
Диаметры вершин ;
Диаметры впадин ;
Коэффициент торцевого перекрытия:
.
Средняя окружная скорость колес .
Принимаем 7-ю степень точности [1, табл. 6.7].