2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1 Составляем схему редуктора с электродвигателем согласно заданию

2.2 Определим общий КПД редуктора с муфтой:

=0.97 (КПД зацепления зубчатой пары ) [1] стр. 6

=0,99 (КПД пары подшипников) [1] стр. 6

=0,98 (КПД муфты ) [1] стр. 6

2.3 Определим требующую мощность электродвигателя:

Где P₂ – мощность на ведомом валу редуктора.

2,4 Определяем общую

2.5 Определим требуемую частоту вращения вала электродвигателя n_тр:

где n -частота вращения ведомого вала редуктора [из задания]

u-передаточное число редуктора [из издания]

2.6 По данным таблицы 19.27 [Дунаев] выберем электродвигатель

100L61950, у которого :

мощность двигателя P_э=2,2асинхронная частота вращения ;

2.7 Определяем отклонение частоты вращения вала электродвигателя от заданной редуктора.

Выбранный электродвигатель по частоте вращения соответ-ствует заданию.

2,8 Выписываем данные по выходному концу вала электродвигателя:

2.9 Определяем мощность на ведущем и ведомом валах редуктора с участием выбранного электродвигателя:

2.10 Определяем частоту вращения валов редуктора:

;

;

2.11 Определяем угловые скорости валов редуктора:

;

;

;

;

2.12 Определим вращающие моменты на волах редуктора:

;

;

;

;

3. Расчет механической передачи

3.1.Материалы зубчатых колес. Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой – улучшение, твердость 200HB; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – 180НВ.

3.2. Допускаемые контактные напряжения:

= ,

Где σн lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По таблице 3.2. гл.3 для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

σн lim b=2НВ+ 70;

Кнl – коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора принимают Кнl=1; коэффициент безопасности [Sн]=1,10.

3.3.Допускаемые напряжения изгиба по формуле гл.3:

,;

Для шестерни:;

Для колеса:;

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение: =0,45(427,27+390,9)=368,1МПа.

Требуемое условие ≤1,23 выполнено.

3.4. Коэффициент принимаем предварительно по таблице 3.1., как в случае несимметричного расположения колёс; значение =1,25.

3.5. Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию =0,4.

Межосевое расстояние передачи по формуле гл.3:

;

Где Ка=43;

Придаточное число нашего редуктора и=ир=2;

Принимаем стандартное значение по ГОСТ 2185-66 a_w=100 мм (см.с.36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

=(0,01…0,02)*100=1…2мм, принимаем по ГОСТ 9563-60 =1,5мм.

Угол наклона зубьев β=10°. Определим число зубьев шестерни и колеса:

Z=;

Принимаем 24, тогда 24*4=96;

Уточнённое значение угла наклона зубьев:

cos β=;

β=25°50´.

Основные размеры шестерни и колеса:

Делительные диаметры:

;

;

Проверка: ;

Диаметры вершин зубьев:

Ширина зубчатого венца колеса:

;

Ширина шестерни:

Определить коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

Принимаем 8 степень точности(см.с.32).

Коэффициент нагрузки Кн=Кнβ*Кнα*Кнν.

Значение Кнβ дано в таблице 3.5.; при , твёрдости НВ≤350 и несимметричном расположении колёс относительно опор с учётом изгиба ведомого вала от напряжения ценной передачи Кнβ1,08 (с.39, табл.3.5.)

При и 8 степени точности При имеем Т.о., Кн=1,08*1,09*1=1.1772.

3.6.Проверка контактных напряжений:

<[σн]=7.7МПа.

условия контактной перегрузки выполняются ≤5%

Силы действующие в зацеплении:

Окружная:

Радиальная:

Осевая: .

Проверяем зубья на выносливость по напряжению изгиба по формуле(3.25):

Здесь коэффициент нагрузки КF=KFβ *KFν (см.с.42). По таблице 3.7. при =1,275, твёрдости НВ≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор KFβ =1,33. По таблице 3.8. KFν=1,3. Т.о. коэффициент KF=1,33*1,3=1,73; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалента числа зубьев Zν [см.гл.3, пояснение к формуле 3.25]:

у шестерни:

у колеса:

и .

Допускаемое напряжение по формуле (3.24):

Для стали 45 улучшенной, при твёрдости НВ≤350, σ°Flim b= 1,8НВ. Для шестерни σ°Flim b=1,8*230=415МПа, для колеса σ°Flim b=1,8*200=360МПа. [SF] =[SF]’ [SP]’’ – коэффициент безопасности, где [SF]’=1,75( по табл.3.9.), [SF]’’=1. Следовательно [SF]=1,75.

Допускаемые напряжения.

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношения :

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yβ и KFα [см.гл.3, пояснение к ф-ле(3,25)]:

Для среднего значения коэффициента торцового перекрытия Еα=1,5 и 8 степени точности КFα =0,92.

Проверяем точность зуба колеса по формуле:

Условие прочности выполнено.