1 Энергетический, кинематический и силовой расчет привода
Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяем по формуле:
H*м
Требуемая мощность электродвигателя:
Типа двигателя 4A132S4У3
(P=5,5кВт; n1=1430
).
После выбора nдв определяем общее передаточное число привода:
Вращающий момент (Н·м) на валу колеса тихоходной ступени редуктора:
Частота вращения вала колеса тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):
Вращающий момент (Н·м) на валу шестерни тихоходной ступени редуктора(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)
Полученные результаты сводим в таблицу:
5,4 |
1430 |
36,06 |
4,5 |
0,96 |
5,2 |
317,7 |
156,3 |
4,5 |
0,97 |
5 |
70,6 |
676,3 |
2. Расчёт передач редуктора
2.1. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
2.1.1 Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Для шестерни - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 350НВ. Для колеса - сталь 40Х, улучшенную до твёрдости 330НВ.
Базовое число циклов
NGH = (HB)3≤12*107
NGH3 = (350)3 = 4.3*107<12*107
NGH4 = (330)3 = 3.6*107<12*107
Эквивалентное число циклов
NHG3=60*n*t*eH
Где t – общий срок службы редуктора
t = 356*tr*24*Kr* Kc = 365*4*24*0.6*0.5 = 10512 (час)
eH – коэффициент эквивалентности
eH – [0.5+(0.2)3*0.5] =0.5
NHE3 = 60*317,7*10512*0.5 = 16.4*107
NHE4
=
Коэффициент долговечности:
Предел контактной выносливости при базовом числе циклов
Допускаемые контактные напряжения
Где ZR – коэффициент шероховатости
ZR = 0.95 при Ra =2.5…1.25 мкм
Zv – коэффициент окружной скорости
Zv=1 при скорости до 5 м/с.
SH – коэффициент запаса прочности 1,2
В качестве расчётного выбираем наименьшее
2.1.2. Выбор расчётных коэффициентов
КН – коэффициент нагрузки 1,3
- коэффициент ширины зубчатого колеса
; 0,4
2.1.3.Определим межосевое расширение
Ка = 450 – числовой коэффициент
Принимаем aw = 225(мм)
2.1.4. Выбираем нормальный модуль
m = (0.01…0.02)*aw
m = (0.01…0.02)*225=2.25*4.5 м
Принимаем m = 4мм
2.1.5. Рассчитываем число зубьев
Z4 = Z3*U= 94.
Принимаем: Z3 = 18 Z4 = 94.
2.1.5. Основные размеры шестерни колеса.
Делительные диаметры:
d3 = Z3*m = 18*4 = 74мм
d4 = Z4*m = 94*4 = 376мм
Проверка
Диаметры выступов
da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)
da4 =376+2*4=384(мм)
Диаметры впадин
da3 =d3+2m= 72+2*4 = 80(мм)
dt3 = d3 – 2.5*m = 72 – 2.5*4 = 64мм
Ширина колеса
b4 =
Ширина шестерни
b3 =
Определяем коэффициент ширины шестерни
Окружная скорость колеса
По данной скорости назначаем восьмую степень точности. Торцевая степень перекрытия
2.1.6. Проверка по контактным напряжениям Определим коэффициенты нагрузки
КН = KHV*KHB*KHa
КF = KFV*KFB*KFa
где KHV и KFV - коэффициенты внутренней динамической нагрузки
KHV = 1,05 KFV = 1,04
KHB и KFB – коэффициенты концентрации нагрузки
KHB = 1,16 KFB = 1
KHa и KFa – коэффициенты распределения нагрузки между зубьями
KHa = 1, KFa = 1,07
КН = 1,16*1,05*1 = 1,22.
КF = 1,04*1*1,07 = 1,1.
2.1.7. Проверка по контактным напряжениям
где ZE – коэффициент материала. Для стали ZE=190
Z
- коэффициент учёта суммарной длинны
контактных линий
ZH – коэффициент формы сопряжённых поверхностей, 2,5
Ft – окружное усилие
Ft
=
2.1.8. Определим силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени Окружная сила:
Радиальная Pr
= P*tg
= 8019* tg200 = 2919(H)
2.1.9. Проверка по усталостным напряжениям изгиба
а) Допускаемые напряжения изгиба
Проверка по этим напряжением предотвращает появление усталостных трещин у корня зуба в течении заданного срока службы t, u, как следствие, поломку зуба.
YR – коэффициент шероховатости переходной кривой, 1
YX – масштабный фактор
YX =
1,03-0,006*m = 1.03-0.006*4
1.
Y
- коэффициент чувствительности материала
к концентрации напряжения
Y = 1,082 – 0,172lg4 = 0,98
YA – коэффициент реверсивности нагрузки, 1
YN – коэффициент долговечности
YN =
NFG = 4*106 – базовое число циклов для стальных зубьев m – степень кривой усталости, 6
- эквивалентное число циклов шестерней
= 60*n1*t*eF
eF – коэффициент эквивалентности, 0,5
= 60*317.7*10512*0,5=16,4*107
=
SF – коэффициент запаса прочности, 1,7
- предел запасливости зуба
= 1,75*350 = 612,5(МПа)
= 1,75*330 = 577,5(МПа)
б) Рабочее напряжение изгиба.
где YFs – коэффициент формы зуба
YFs
= 3,47 +
Zv – эквивалентное число зубьев
Zv = Z
Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении, 1.
Действующий запас усталости изгибной прочности
SFD3
=
SFD4
=
Значит этого коэффициента показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба, чем он выше, тем ниже вероятность поломки зуба.
в) проверка на контактную статическую прочность
-
допускаемые статические контактные
напряжении
=2,8
Эти допускаемые напряжения предотвращают пластические деформации поверхностных слоёв зубьев.
г) Проверка изгибной статической прочности
-
допускаемые статические напряжения
изгиба
Проверка по этим напряжениям предотвращает мгновенную поломку зуба при перегрузке передаче.
