I.Выбор электродивигателя и кинематический расчет
Работа – двухсменная
По таблице 1.1 принимаем КПД передач согласно схеме задания:
пары зубчат колес η1=0,98
Потери в опорах подшипников η2=0,992
Потери открытой ценной передачи η3=0,92
Потери в опорах вала приводного барабана η4=0,99
Общий КПД привода:
Мощность на валу барабана:
кВт
Требуемая мощность эл./двигателя:
кВт
Угловая скорость барабана:
рад/с.
Частота вращения вала барабана:
об./мин.
По таблице П1 (см. приложение) выбираем
эл./двигатель трехфазный короткозамкнутой
серии 4А, закрытый, обдуваемый, ближайшей
большей мощностью, с синхронной частотой
вращения 1000 об/мин 4А100L6,
с параметрами
и
скольжением 5,1% ГОСТ 19523-81. Тогда номинальная
частота вращения:
,
а угловая скорость эл./двигателя:
рад/с.
Определим общее передаточное число
привода:
.
Разбиваем iпр.
по ступеням. Возможные передаточные
отношения для редактора и цепной
передачи: iр=3÷6
для ценной передачи тоже iц=3÷6;
.
Примем передаточное число редуктора
iр=5, тогда
передаточное число цепной передачи:
.
Составляем таблицу частот вращений и угловых скоростей валов редуктора и приводного барабана:
-
Вал «В»
рад/сВал «С»
об/мин
Вал «А»
ωб=5,1428
Мощность на ведомом валу редуктора:
.
Вращающие моменты
На валу шестерни:
На валу колеса:
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
При средних значениях габаритов передачи, выбираем материалы со средним механическими характеристиками (таблица 3.3) для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230, для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допустимое контактное напряжение:
;
где
– предел контактной выносливости при
базовом числе циклов нагружения. По
таблице 3.2 2 л. III для
углеродистых сталей с твердых поверхностей
зубьев менее НВ 350 и термической обработкой
(улучшением)
- коэффициент долговечности; при числе
циклов нагружение больше
базового, что имеет место при длительной
эксплуатации редуктора, принимают
.
Коэффициент безопасности
Для прямозубой передачи:
Коэффициент
несмотря на симметричное расположение
колес относительно опор принят выше
рекомендуемого для этого случая, т.к.
со стороны цепной передачи действуют
силы, вызывающие дополнительную
деформацию ведомого вала и ухудшающий
контакт зубьев. Принимаем, предварительно
по таблице 3.1 как в случае не симметричного
расположения колес
.
Принимаем для прямозубых колес коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию
(стр.36)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
Ближайшее значение межосевого расстояния
по ГОСТу 2185-66
.
Принимаем нормальный модуль зацепления:
,
Принимаем по ГОСТу 9563-60
(стр.36)
Число зубьев шестерни:
принимаем Z1=23;
Тогда:
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры:
;
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса
.
Принимаем
Ширина шестерни
.
Принимаем
Окружная скорость колес:
,
что соответствует восьмой степени
точности передачи (стр. 32).
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Коэффициент
нагрузки:
По таблице 3.5 при
коэффициент
По таблице 3.4 при
м/с
и восьмой степени точности коэффициент
.
По таблице 3.6 для прямозубых колес при
м/с
.
Таким образом:
Проверяем контактное напряжение
Условие прочности по контактным напряжениям – выполнено.
Определяем силы, действующие в зацеплении.
Окружная
Радиальная
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)
Здесь: коэффициент нагрузки
(стр.
42)
По таблице 3.7 при
,
твердости
.
Коэффициент
.
По таблице 3.8 коэффициент
.
Таким образом
.
-
коэффициент, учитывающий форму зуба и
зависит от эквивалентного числа зубьев
по 42 для,
для
.
Допускаемые изгибные напряжение
определяется по формуле (3.24)
По таблице 3.9 для стали 45, и твердости
.
Для шестерни
Для колеса
Коэффициент безопасности
;
где
(табл.
3.9),
для
поковок и штамповок.
Следовательно
Допускаемые напряжения:
Для шестерни
Для колеса
Находим отношения
;
Для шестерни
Для колеса
Дальнейший
расчет ведем для зубьев колеса т.к.
отношения меньше.
Условие прочности по напряжениям изгиба – выполнено.
Все условия прочности – выполнены.