1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
1.1 Определяем мощность на ведущем валу привода:
,
где
- мощность на выходном валу кВm.
-
КПД привода.
где
- КПД цепкой передачи.
0,96
: 0,98
Принимаем
-
КПД зубчатой передачи.
Принимаем
-
КПД пары подшипников качения.
Принимаем
1.2 Выбираем электродвигатель.
По таблице П61[1] выбираем трехфазный асинхронный двигатель
серии 44. Марка 4 Ам2МВ6У3
1.3 Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по
ступеням.
-
передаточное число цепной передачи;
-
передаточное число
зубчатой
передачи.
1.4 Вычисляем величины крутящих моментов на валах привода:
2 Выбор марки материала и определение допускаемых напряжений.
2.1 Используя таблицы П21 и П28 [1], назначаем для изготовления зубчатых колес:
стал: 45
термообработка: нормализация
По таблице П28 [1] для стали 45
Для изготовления шестерни:
сталь: 45
термообработка: Улучшение
2.2
Назначаем ресурс передачи
.
По формуле (100) [1] находим число циклов
перемены напряжений:
2.3 Определяем допускаемые напряжения.
Так
как
,
то значения коэффициентов долговечности
(формулы (99), (102), [1]):
3 Расчет передачи.
3.1 По таблице П22 [1] определяем значения коэффициентов, входящих в формулу (91) [1]:
-
для стальных зубчатых колес
Коэффициенты
ширины колеса:
.
Принимаем
.
и находим
.
По
таблице П25 [1] при
находим величину коэффициентов
.
И
.
учитывающих неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.
3.2 Вычисляем величину межосевого расстояния:
По
ГОСТ 2185-66принимаем
.
3.3 По эмпирическому соотношению (94) [1] определяем нормальный модуль:
По
ГОСТ 9563-60 (таблица П 23 [1]) принимаем
.
Для
закрытых зубчатых передач
не
рекомендуется принимать
менее 2
.
3.4
Назначаем угол наклона линии зуба
и находим число зубьев шестерни колеса.
Из
рекомендованных значений
принимаем
.
Используя формулу (108) [1], получаем
Принимаем
1
=
31
Тогда по формуле (86) [1]
2
=
…
Принимаем
2
=
124
3.5 Уточняем передаточное число, частоту вращения, угловую скорость тихоходного (ведомого) вала и угол наклона линии зуба:
Из
формулы
получаем
(значение
конуса угла наклона линии зуба следует
вычислять с точностью до пяти знаков)
и
3.6 Определяем размер окружного модуля (104) [1]
Вычисленное
значение
с таблицы П 23 [1] не согласуется и конечно,
не округляется.
3.7 Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:
3.8 По формуле (108) [1] уточняем межосевое расстояние:
3.9 Определяем ширину венца зубчатых колес:
3.10 Вычисляем окружную скорость и назначаем степень точности передачи:
По
таблице 2 [1] странице 96 при
принимаем 8 степень точности передачи.
3.11 Вычисляем силы, действующие в зацеплении:
окружная сила:
осевая сила:
радиальная (распорная) сила (формулу (110) [1])
3.12 Производим проверочный расчет на контактную и изгибную выносливость зубьев.
3.12.1 Определяем коэффициенты, входящие в уравнение (90) [1]:
-
коэффициент, учитывающий форму сопряженных
поверхностей зубьев.
Па
таблице П 22 [1] - коэффициент, учитывающий
механические свойства материала колес.
-
коэффициент, учитывающий суммарную
длину контактных линий. (занятия
10 [1])
Так
как
,
то по формуле (97) [1]
Коэффициенты
нагрузки
,
где
по
таблице П25 [1]
по
таблице П26 [1]
по
таблице П24 [1]
Табличные значения коэффициентов получены с помощью интерполирования.
3.12.2 По уравнению (90) [1] проверяем контактную выносливость зубьев:
3.12.3 Определяем коэффициенты, входящие в уравнение (III) [1]
(
занятие 10 [1])
таблица
П 25 [1]
(см.
примечание 2 к таблице П 26)
Коэффициенты
нагрузки
По формуле (112) вычисляем эквивалентные числа зубьев шестерни и колеса:
По таблице П27 [1] интерполируя, определяем коэффициент формы зуба, шестерни и колеса:
при
при
Сравнительная оценка прочности зуба шестерни и колеса при изгибе (занятие 8 [1])
Если прочность зубьев колеса окажется ниже, чем зубьев шестерни, то проверку на выносливость по напряжениям изгиба следует выполнять для зубьев колеса.
Значение
коэффициента
найдем с помощью формулы (113) [1]:
3.12.4 По уравнению (III) [1] проверяем выносливость зубьев при изгибе:
