- •Оглавление
- •Введение
- •1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода
- •2 Рсачёт зубчатых колёс редуктора
- •3 Предварительный расчёт валов редуктора
- •4. Конструктивные размеры зубчатых колёс
- •5 Конструктивные размеры корпуса редуктора
- •6 Расчёт ременной передачи
- •8 Подбор подшипников качения
- •9 Подбор и проверочный расчёт шпонок
- •10 Уточнённый расчёт ведомого вала
- •11 Выбор посадок
- •12 Смазка зацепления и подшипников.
- •13 Краткая технология сборки.
- •14 Выбор муфты
- •15.Литература.
1 Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёт привода
По таблице 1.1 [1, с 5] принимаем КПД привода:
КПД пары цилиндрических зубчатых колёс 1 = 0,97
КПД пары подшипников качения 2 = 0,99
КПД открытой ременной передачи 3 = 0,97
КПД, учитывающий потери в опорных валах приводного барабана 4 = 0,995
КПД муфты (потери в муфте) 5 = 0,98
Определяем общий КПД привода:
= 122345 = 0,97 0,992 0,97 0,995 0,98 = 0,899
Мощность на валу барабана:
кВт
Требуемая мощность электродвигателя
кВт
Угловая скорость барабана:
рад/с
Частота вращения барабана:
мин-1
По таблице П1 [2, с 390] и по требуемой мощности выбираем электродвигатель:
Рдв=3,0 кВт
Синхронная частота вращения nс=1500 мин-1
Скольжение S=4,4%
Типоразмер 100S4
мин-1
Угловая скорость двигателя:
рад/с
Находим общее передаточное число
Производим разбивку общего передаточного числа, принимая передаточное число редуктора из стандартного ряда:
Определяем частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
Таблица 1 частота вращения и угловые скорости валов привода:
Вал А
|
мин-1 |
рад/с |
Вал Б (ведущий) |
мни-1 мни-1 |
рад/с |
Вал В |
мин-1 |
рад/с |
Вращающие моменты:
Вал А
(Нм)
Вал Б
(Нм)
Вал В
(Нм)
2 Рсачёт зубчатых колёс редуктора
2.1 Для изготовлении шестерни и колеса принимаем сталь 45 с термообработкой улучшение.
По таблице 9.2 [1, с 170] выбираем: для шестерни твёрдость 269...302 НВ1; бт=650 Н/мм2, при предпологаемом диаметре зеготовки шестернимм; для колеса твёрдось 235...262 НВ2, бт=540 Н/мм2, при предпочтительной ширине заготовки колеса мм.
Из табличных данных выдираем примерно среднее значение твёрдости как наиболее вероятное.
Примечания:
твёрдость шестерни 280 НВ;
твёрдость колеса 250 НВ;
НВ1-НВ2=280-250=30 НВ – условие соблюдается
2.2 Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса
где бно=2НВ+70 (таблица 9.3 [1, с 189]), [н]=1,1; КHL=1;
Н/мм2
Н/мм2
Принимаем Н/мм2
2.3 Допускаемые напряжения изгиба
где бFO=1,8 HB (таблица 9.3[1, с189]); [SF]=1,75; KFC=1; KFL=1;
Н/мм2
Н/мм2
2.4 Расчётные коэффициенты
а=0,4 – для семерично расположенных колёс
КНВ=1 – для прирабатывающих колёс (твёрдость колёс меньше 350 НВ, нагрузка постоянная)
2.5 Межосевое расстояние передачи
мм
По стандартному принимаем а=125 мм
2.6 Ширина зубчатого венца
колеса b2=a=0,4125=50 мм
шестерни b1=1,12b2=1,1250=56 мм
Полученные значения b1 и b2 соответствуют стандартным
2.7 Модуль зубьев
мм
Принимаем стандартное значение m=1
2.8 Суммарное число зубьев
число зубьев шестерни и колеса
принимаем z=60
2.9 Фактическое передаточное число
отклонение от заданного
Допускается U4%
2.10 Основные геометрические параметры передач
Делительные диаметры
мм
мм
Уточняем межосевое расстояние
мм
Диаметр окружности вершин зубьев шестерни и колеса
мм
мм
2.11 Пригодность заготовки шестерни и колеса
мм80мм (принятого по таблице)
мм80мм (принятого по таблице), заготовка колеса монолит
Условие прочности заготовки колёс выполняются
2.12 Окружная скорость зубчатых колёс и степень точности передачи
м/с
По таблице 9.1 [1, с163] для уменьшения динамической нагрузки принимаем восьмую степень точности
2.13 Силы в зацеплении
окружная сила Н
радиальная сила Н
2.14 Принимаем коэффициент Кн=1,2 (таблица 9.6 [1, с 193])
2.15 Расчётное контактное напряжение
433,2 Н/мм2 [б] = 518 Н/мм2
Проверим условие:
бн=(0,8…1,1) [бн]=(0,8…1,1) 518=(414…570) Н/мм2
Так как расчётное значение бн=433,2 Н/мм2, находиться в пределах допускаемых значений 414…570 Н/мм2, то контактная прочность зубьев обеспечивается
2.16 Коэффициент формы зуба YF
для шестерни z1=60; YF1=3,63
для колеса z2=190; YF2=3,6
2.17 Сравнительная характеристика прочности зуба на изгиб:
шестерни Н/мм2
колеса Н/мм2
Прочность зубьев колеса оказалось ниже прочности зубьев шестерни , поэтому проверочный расчёт передачи на изгиб надо выполнять по зубьям колеса
2.18 Принимаем коэффициенты:
KF=1; KF=1,4 (таблица 9.6 [1, с193])
2.19 Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зубьев колеса:
Н/мм2< [бF]2=257 Н/мм2
Прочность зубьев на изгиб обеспечивается