1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяем общий КПД редуктора (по табл. 1.1):

• КПД пары конических колес

• коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения

Общий КПД:

Требуемая мощность ЭД равна:

По требуемой мощности N_тр = 2,2 кВт, в приложение 1 стр.390 выбираем электродвигатели:

№	nс, об/мин	Типоразмер	s, %	nном, об/мин
1	3000	80В2	4,3	2871	12,48
2	1500	90L4	5.1	1423.5	6,19
3	1000	100L6	5.1	949	4,13
4	750	112MA8	6.0	705	3,26

По ГОСТ 12289-76 принимаем передаточное отношение i₃=4,00 и i₄=3,15. Значение i₁=12,48 i₂=6,3, не рекомендуемо для конических редукторов.

об/мин

об/мин

выбираем ЭД 112MA8 асинхронный серии А4, закры­тый, обдуваемый с синхронной частотой вращения n_синх=750 об/мин с мощностью Р_дв=2,2 кВт и скольжением 6% (ГОСТ 19523-81).

Тип ЭД	NC, об/мин	S, %
112МА8	750	6

Номинальная частота вращения вала двигателя:

об/мин

Угловая скорость двигателя: рад/c

Угловая скорость на тихоходном валу:

рад/c

Передаточное число:

В соответствии с ГОСТ 2185-66 выбираем передаточное число

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:

ведущего вала об/мин

рад/с

Ведомого вала об/мин

рад/с

Вращающие моменты на валах:

на валу шестерни

Нм

на валу колеса

Нм

2.Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала и термообработки.

По таблице 3.3 [1] примем материалы:

• для шестерни: сталь 40Х улучшенную с твердостью HB270

• для колеса: сталь 40Х улучшенную с твердостью HB245

2.2 Проектировочный расчет.

Принимаем для колеса предел контактной выносливости

МПа

Срок службы привода в часах

ч

Число циклов нагружений зубьев колеса

Базовое число циклов для материала колеса

Коэффициент долговечности

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_HL=1. Примем ко­эффициент безопасности [S_H]=1.15

Допускаемые контактные напряжения:

МПа

Коэффициент K_H при консольном расположении шестерни равен 1.35 (табл. 3.1[1]). Коэффи­циент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию _bRe=0.285 (рекомен­дация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса:

Для колес с круговыми зубьями:

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 мм

Число зубьев шестерни выбираем из интервала 1832. Число зубьев шестерни примем , тогда число зубьев колеса

Примем . Тогда

Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 2185-66 допустимых 3%

Внешний окружной модуль мм

Примем

мм

Отклонение от стандартного , что меньше допустимых 2%

Внешний делительный диаметр шестерни

мм

Примем d_e1=62,5 мм

Углы делительных конусов:

’

Внешнее конусное расстояние :

мм

Длина зубьев: мм

Примем b=30 мм

Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

мм

мм

Средний делительный диаметр шестерни:

мм

Средний окружной модуль:

мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

Средняя окружная скорость: м/c

Примем 7-ю степень точности для конических передач

2.3 Силы в зацеплении:

• Окружная сила H

• Радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса

Н

• Осевая сила для шестерни, равная радиальной для колеса

Н

2.4 Проверочный расчет на контактную выносливость

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

• При _bd=0.56, при консольном расположении колес и твердости HB<350 коэффициент, учиты­вающий распределение нагрузки по длине зуба

• Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями

• Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в закреплении, для прямозубых колес при =18.15 м/с

Проверка контактных напряжений:

МПа

МПа <

2.5 Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке

Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке

МПа

Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением

МПа

Где предел текучести для стали Ст 40Х при диаметре заготовки > 160 мм

МПа

МПа

Условие прочности выполняется.

2.6 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь _F=0.85 – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической

Коэффициент нагрузки , гдеk_F=1.362 – коэффициент учитывающий распреде­ление нагрузки по длине зуба при _bd=0.17, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB<350; k_Fv=1.35 – коэффициент, учитывающий динами­ческую нагрузку в закреплении для прямозубых колес при твердости HB<350, скорость v=3.43 м/с и седьмой степени точности.

Коэффициент формы зуба Y_F выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

• Для шестерни:

• Для колеса:

При этом ,

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб:

Предел выносливости при изгибе для стали Ст 40Х улучшенной при твердости НВ<350вости :

• Для шестерни: МПа

• Для колеса: МПа

Коэффициент запаса прочности

• для стали 40X улучшенной учитывает нестабильность механических свойств

• для штампованных и кованных колес

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость и отношение :

• для шестерни

• для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к.

Проверяем зуб колеса:

Условие прочности выполняется.

2.7 Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке

МПа

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением.

МПа

МПа

Условие прочности выполняется.

Таки образом все условия прочности выполняются