2.3.Скорости моменты на валах
(2.7)
(4.12)
=147,5
об/мин
Силовые и кинематические параметры привода сведены в таблицу 2.1
Таблица 2.1
Параметры привода
Параметр |
Обозначение |
Значение |
Общий КПД привода |
|
0,89 |
Расчётная мощность электродвигателя, КВт |
|
32,25 |
Уточненное передаточное число привода |
|
42,13 |
Вращающий момент на валу, Нм |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7784 |
|
Частота вращения вала, об/мин |
|
|
|
|
|
|
|
3. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Первая ступень
Зубчатые передачи составляют наиболее распространенную и важную группу механических передач. Их применяют в широком диапазоне областей и условий работы: от приборов до самых тяжелых машин, для передачи крутящих моментов до миллиона Нм, с диаметром колес от долей миллиметра до десяти и более метров. Наибольшее распространение имеют передачи с цилиндрическими колесами, как наиболее простые в изготовлении и эксплуатации, надежные и малогабаритные
Материалы для изготовления шестерни и колеса
Шестерня (Z1): Сталь 35 ГОСТ 1050-88 термообработка: закалка,
.
Колесо
(Z2):
Сталь 45 ГОСТ 1050-88 термообработка
улучшением
3.1.Определим допускаемое контактное напряжение
(3.1)
-
предел контактной выносливости
поверхностей зубьев при базовом числе
циклов напряжений, Мпа;
коэффициент
долговечности;
-
коэффициент
безопасности.
(3.2)
,
т.к выбрали объемную термообработку
,
где (3.3)
-
базовое число циклов напряжений
-
эквивалентное число циклов напряжений
=30
(3.4)
=3,1*10
,
где (3.5)
Т – время работы передачи
,
где (3.6)
=12,
ресурс рабочей машины в годах
=300,
число рабочих дней в году
G=2 число смен
T=8, продолжительность работы за смену
=0,5,
коэффициент загрузки.
T=12
ч
Принимаем
,
т.к
Определим межосевое расстояние
,
где (3.7)
где
-
коэффициент ширины венца зубчатого
колеса относительно межосевого расстояния
по ГОСТ2186-66;
-
коэффициент ширины венца зубчатого
колеса относительно диаметра;
-
коэффициент неравномерности распределения
нагрузки по ширине зубчатого венца.
(3.8)
Принимаем
мм ГОСТ2185-66
Выбираем модуль
(3.9)
В
согласии с ГОСТ9563-60
мм
Определяем суммарное число зубьев
(2.10)
угол
наклона зуба
Принимаем
Определяем число зубьев шестерни и колеса
(3.10)
Принимаем число зубьев на шестерне 35
(3.11)
Принимаем число зубьев на колесе 88
Уточняем межосевое расстояние
(3.12)
мм
Уточняем угол наклона линии зуба
(3.13)
Определим окружную скорость передачи
(3.14)
(3.15)
мм
т.к
v
м/с
, то цилиндрическая передача является
косозубой, принимаем 8 степень точности
Проверяем расчетное контактное напряжение
(3.16)
коэффициент
динамической нагрузки, возникающей в
зацеплении
(3.17)
Принимаем
ширину венца зубчатого колеса
=39
мм
,
где (3.17)
-
коэффициент формы сопряженных поверхностей
зуба
-
угол зацепления
,
где (3.18)
-
коэффициент торцового перекрытия
,
где
(3.19)
–
коэффициент
суммарной длины контактных линий
-
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями
коэффициент
распределения нагрузки по ширине венца
Проверка:
0,85*
1,05*
580
682
716
недогрузка составляет 14%, перегрузка 4%. Это значит ,что расчетное контактное напряжение рассчитано верно