- •1 . Кинематический расчёт привода. Выбор двигателя
- •2 Расчёт конической передачи
- •3.Предарительный расчет валов редуктора.
- •4 Конструирование размеров шестерни и конического колеса
- •5 Конструирование корпуса редуктора
- •6. Расчет клиноременной передачи
- •7.Подбор подшипников качения
- •8.Проверка долговечности подшипников
- •15 Проверка прочности шпоночных соединений
- •16 Смазка редуктора
1 . Кинематический расчёт привода. Выбор двигателя
Расчет введется по методике, приведенной в [1].
= *v=6300*0,6=3780 Вт −потребляемая мощность рабочей машины
/ − требуемая мощность двигателя,
где − суммарный к.п.д механической передачи
= * * ,
где =1− =1−0,05 = 0,95,
− коэффициент потерь в ременной передаче,
=1− =1−0,03 = 0,97,
−коэффициент, учитывающий потерь в конических колесах,
=1− =1−0,01=0,99,
−коэффициент, учитывающий потери пары подшипников.
Тогда = 0,95*0,97*0,99 = 0,90.
3780/0,90 = 4200 кВт
По ГОСТ 19523-81(по табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый 4А132М8 =5,5 кВт, =750 об/мин,
= 0,105n= 0,105*750=78,75(рад/с) −угловая скорость вращения двигателя
– угловая скорость барабана
= =57,32 об/мин – частота вращения барабана
− общее передаточное отношение привода
Угловая скорость и частота вращения ведущего вала будут равны:
= *U=6*4=24рад/с
= *U=57,32*4=229,28 об/мин.
2 Расчёт конической передачи
В качестве материала для шестерни выбирается сталь марки 40X, твердость НВ=270, термообработка − улучшение. Для изготовления зубчатого колеса – сталь марки 40, НВ=245, термообработка - улучшение.
−вращающий момент на валу шестерни
*U=53*4=212 H*м − вращающий момент на валу колеса
Коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни =1,35.
Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему расстоянию =0,285.
Внешний делительный диаметр колеса:
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение
Принимаем число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Тогда = 76/19=4.
Внешний окружной модуль передачи:
Углы делительных конусов:
96
Внешнее конусное расстояние:
Ширина венца:
b=0.285 =0.285*144, 14=42 мм
Внешний делительный диаметр шестерни:
=3,68*19=70мм
Средний делительный диаметр шестерни:
=2( ) =2(144, 14-0,5*42)*sin =60мм.
Внешняя высота головки зуба:
*cos β (1+ ) =3, 68*cos 35*(1+0, 43) =4,31мм.
=2 *cosβ − =2*3, 68*cos35−4, 31=1,72мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса по вершинам зубьев:
Среднее конусное расстояние:
R= - =144, 14-0, 5*42=123мм
Средний окружной модуль:
m= =60/19=3,16мм
Средний нормальный модуль:
=m*cos =3, 16*cos 35=2,59мм
Средний угол наклона зуба для косозубых конических передач рекомендуется принимать β=35.
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру
=b/ =42/60=0,7
Средняя окружная скорость и степень точности колес:
* /2=78,75*60/2=2,36 м/с.
Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую для конических передач.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
По табл.3.5 =1,23,
по табл. 3.4 =1,04,
по табл.3.6 =1,0
Таким образом, =1,28.
Проверяем контактное напряжение по формуле:
Окружная сила:
Радиальная на шестерне, равная осевой на колесе:
Осевая на стержне и радиальная на колесе:
Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса .
=
Коэффициент нагрузки
Здесь по табл. 3.7 ,
- коэффициент формы зуба. Выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев :
Для шестерни
Для колеса
При этом ,
Коэффициент Y учитывает повышение прочности криволинейных зубьев:
Y=1-β/140=1-35/140=0, 75.
Коэффициент К учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем
= = =0,885.
Допускаемые напряжения
=
Для стали 40Х улучшенной, при твердости
Для шестерни
Для колеса
Коэффициент запаса прочности =1,75.
Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:
Для шестерни
Для колеса
Для шестерни отношение
Для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как
Проверяем зуб колеса: