1. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода
Исходные данные к проекту:
Мощность на выходном валу редуктора: P3= 3.8 кВт;
Угловая скорость тихоходного вала: w3= 8,1 рад/с;
Определяем общий КПД привода.
Принимаем КПД конической передачи, соединительной муфты, а также двух пар подшипников.
=
=0,88
где
- КПД соединительной муфты [1, табл.1.1],
- КПД закрытой
конической передачи [1, табл.1.1],
- КПД закрытой
цилиндрической передачи [1, табл.1.1],
- КПД одной пары
подшипников [1, табл.1.1].
Требуемая мощность двигателя:
Р
=
=
=4,318
кВт.
Ориентировочное передаточное число привода.
Принимаем среднее
передаточное число редуктора:
.
Ориентировочная частота вращения двигателя:
об/мин.
мин
.
По таблице двигателей
[1, табл.24.9] принимаем Рдв
=4,318
кВт.
Выбираем электродвигатель АИР132М8, для которого Рдв=5,5 кВт,
n
=719,25
мин
.
Определим необходимое передаточное число редуктора.
Частоты вращения на валах.
Быстроходный вал
редуктора n
=
n
=719,25
мин
.
Промежуточный вал
редуктора n
=
n
/
=719,25/3,46=207,87
мин
.
Промежуточный вал
редуктора n
=
n
/
=207,87/2,68=77,5
мин
.
Угловые скорости на валах привода.
с
.
с
.
с
.
Мощности на валах:
кВт.
кВт.
кВт.
кВт.
Крутящие моменты на валах.
Нм.
Нм.
Нм.
Нм.
2. Расчет цилиндрической передачи редуктора
Определение допускаемых напряжений.
Принимаем по
условию задания косозубую передачу,
материал колеса и шестерни - cталь
40Х с термообработкой – улучшение.
Твердости колеса
HB
и шестерни
HB
[1, с.11].
Допускаемые контактные напряжения.
,
(2.1)
где
-
предел контактной выносливости для
шестерни и колеса.
МПа.
МПа.
Коэффициент запаса
прочности S
=1,1
(для улучшенных передач) [1, с.13].
Коэффициент
долговечности
.
(2.2)
Здесь
-
число циклов, соответствующее перелому
кривой усталости.
.
.
- ресурс передачи
в числах циклов перемены напряжений.
60
=349920000.
60
=77760000.
Так как
,
принимаем
[1, с.13].
Коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев
(для чистового точения сRa=1,25…2,5).
Коэффициент
[1, с.14] учитывает влияние окружной
скорости на контактную выносливость.
МПа.
МПа.
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Допускаемые напряжения изгиба.
(2.3)
Предел изгибной выносливости для шестерни и колеса.
МПа.
МПа.
Коэффициент запаса
прочности S
=1,7
(для улучшенных передач) [1, с.13].
Коэффициент
долговечности
. (2.4)
Здесь q=6 для улучшенных зубчатых колес [1, с.15].
.
Так как
,
принимаем
[1, с.15].
Коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
сопряженных поверхностей зубьев
(для зубофрезерования и шлифования).
Коэффициент
учитывает влияние двустороннего
приложения нагрузки. Для одностороннего
приложения нагрузки
.
МПа.
МПа.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
Рис.2. Геометрические параметры цилиндрической зубчатой передачи
;
(2.5)
Принимаем значение
межосевого расстояния согласно СЭВ
229-75
.
4.Предварительные
основные размеры колеса. Делительный
диаметр
,
ширина
мм
(2.6)
мм
(2.7)
5.Модуль передачи
(2.8)
где
коєффициент
принимают
для колес прямозубих-6,8
Принимаем согласно
СЭВ 310-76
Суммарное число зубьев
(2.9)
Число зубьев шестерни:
(2.10)
Число зубьев
колеса:
(2.11)
Определить
фактическое передаточное число
и проверить его отклонение от заданного
U
(2.12)
Фактическое межосевое растояние:
(2.13)
Диаметры колес:
-делительные
(2.14)
(2.15)
-окружности вершин
(2.16)
(2.17)
-впадин зубьев
(2.18)
(2.19)
Результаты расчетов заносим в табл. 2
Таблица 2
|
Параметр |
Шестерня |
Колесо | |
|
прямозубая |
прямозубое косозубое | ||
|
Диаметр |
делительный |
56 |
194 |
|
|
вершин зубьев |
60 |
198 |
|
|
впадин зубьев |
51 |
189 |
|
Ширина венца |
45 |
40 | |