1Выбор двигателя. Кинематический расчёт редуктора
Рисунок 1 – Схема приводной станции
1 – электродвигатель;
2 – передача гибкой связи;
3 – редуктор цилиндрический ;
4 – муфта соединительная;
I – вал электродвигателя;
II – быстроходный вал редуктора;
III – тихоходный вал редуктора;
IV – приводной вал технологической машины;
Определяем значение коэффициента полезного действия привода
,
(1.1)
где
- коэффициент полезного действия закрытой
передачи, принимается по таблице 1.1,
6;
– коэффициент
полезного действия открытой передачи,
принимается по таблице 1.1,
;
-
коэффициент полезного действия
соединительной муфты, при-нимается по
таблице 1.1,
;
-
коэффициент полезного действия одной
пары подшипников качения, принимается
по таблице 1.1,
0,99.
1
Определяем требуемую мощность двигателя
,
(1.2)
где
–
мощность, затрачиваемая на технологический
процесс, кВт.
Подбираем
по таблице 1.2 тип двигателя, номинальную
частоту вращения
,
об/мин и номинальную мощность
по условию
Определяем передаточное отношение редуктора
,
(1.3)
где
U
– передаточное отношение привода
определяется по формуле
,
(1.4)
где - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;
-
частота вращения приводного вала,
об/мин;
-
передаточное отношение гибкой связи
(1.5)
Полученное
значение
округляем в большую сторону до стандартного
значения
по таблице 1.3.
Определяем значение мощности на быстроходном валу редуктора
(1.6)
=
3,803
кВт
Определяем значение мощности на тихоходном валу редуктора
(1.7)
Определение частоты вращения валов редуктора
Определяем частоту вращения быстроходного вала редуктора
,
(1.8)
,
Определяем частоту вращения тихоходного вала редуктора
,
(1.8)
,
Определяем угловую скорость быстроходного вала редуктора
,
(1.10)
,
Определяем значения угловой скорости тихоходного вала редуктора
(1.11)
,
Определяем вращающий момент двигателя
,
(1.12)
,
Определяем вращающий момент на быстроходном валу редуктора
,
(1.13)
,
Определяем вращающий момент на тихоходном валу редуктора
,
(1.14)
,
2 Выбор материалов зубчатых цилиндрических передач. Определение допускаемых напряжений
Учитывая термообработку шестерни – улучшении из таблицы 2.1 подбираем марку стали – сталь 40
Твердость
заготовки
;
Предел
прочности
;
Предел
текучести
;
Предел
выносливости
Учитывая термообработку колеса – нормализация из таблицы марку стали – сталь 35
Твердость
заготовки
;
Предел
прочности
;
Предел
текучести
;
Предел
выносливости
Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса
,
(2.1)
,
(2.2)
,
;
Определяем
допускаемые контактные напряжения.Значение
допускаемых контактных напряжений
,Н/
и
,Н/
определяется по формуле:
(2.3)
,
(2.4)
где
и
– коэффициенты
долговечности зубьев шестерни и колеса.
Для нормализованных и улучшенных колес
принимаем по [1] стр. 55
=
= =1;
и
- допускаемые напряжения соответствующее
пределу контактной выносливости зубьев
шестерни и колеса,определяется по фор-
муле:
;
(2.5)
(2.6)
Определение
среднего допускаемого контактного
напряжения
, Н/
по формуле:
для цилиндрической косозубой передачи
=
(2.7)
,
,
,
,
=
Определение допускаемых напряжений. Значение допускаемых напряже-
ний
изгиба шестерни
,
определяется по формуле:
,
(2.8)
,
(2.9)
где
и
–
коэффициент долговечности зубьев
шестерни и колеса. Для нормализованных
и улучшенных колес принимаем по [1]
стр.55,
;
и
- допускаемое напряжение изгиба, Н/
соответствующее пределу изгибной
выносливости при числе циклов перемены
напряжений, которое определяем по
формуле
,
(2.10)
,
(2.11)
,
,
,
.
3
Расчет цилиндрической зубчатой передачи
Определяем межосевое расстояние aw, мм по формуле
(3.1)
где Ка – вспомогательный коэффициент; Ка = 43;
-
коэффициент ширины венца колеса. Для
шестерни расположенной симметрично
относительно опор,
(3.2)
КНβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев КНβ = 1;
-
допускаемое контактное напряжение
колеса,
Полученное значение округляем до ближайшего числа 100 мм
Определяем модуль зацепления.Модуль зацепления m,мм определяется по эмпирическому соотношению [2] стр.93
m
= (0,01…0,02) ·
, (3.3)
m
= 0,02
100=2
мм
Полученное значение 2,0 мм округляем в большую сторону до стандартного 2 мм
Угол
наклона зубьев определяем
,определяется
по формуле
=
(3.4)
где
ширина венца колеса ,мм
Определяется по формуле
(3.5)
Определяем суммарное число зубьев по формуле
(3.6)
Полученное значение округляем до 96.
Уточненный
действительный угол наклона зубьев
,град
определяется по формуле
(3.7)
Определяем значение числа зубьев шестерни
(3.8)
Значение
округляем до ближайшего целого числа,32.
Определяем число зубьев колеса
(3.9)
Значение
фактического передаточного числа
определяется по формуле
(3.10)
Отклонение
передаточного числа
от заданного
определяется по
формуле
(3.11)
Определяем фактическое межосевое расстояние
(3.12)
мм
Рисунок 3.1-Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
Фактические основные геометрические параметры рассчитать и получен-
Значения занести в таблицу 3.3.
Таблица 3.3-Фактические основные геометрические параметры передачи
Параметр |
Шестерня |
Колесо |
|||
Прямозубая |
Расчётные значения |
Прямозубая |
Расчётные значения |
||
Диаметр, мм |
Делительный |
|
66,09 |
|
132,19 |
Вершин зубьев |
|
70,09 |
|
136,19 |
|
Впадин зубьев |
|
61,29 |
|
127,39 |
|
Ширина венца, мм |
|
32 |
|
36 |
|
Определяем межосевое расстояние по формуле
(3.13)
мм
Контактные
напряжения
,н/м
определяется по формуле
(3.14)
где К – вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К = 376;
d2 – делительный диаметр колеса, мм определяется по формуле;
(3.15)
мм
Ft2 – окружная сила в зацеплении Н, определяется по формуле
(3.16)
Н
-
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями.
Для косозубых передач определяется по таблице 3.5 в зависимости от кружной скорости колес и степени точности передачи.
Окружная
скорость
,
м/с определяется по формуле
(3.17)
где
-
угловая скорость на тихоходном валу,
рад/с;
d2- делительный диаметр колеса, мм;
-
коэффициент динамической нагрузки,определяется
по табл.3.6
м/с
Н/мм
Если
<
,то
определяется нагрузка передач по формуле
(3.18)
