1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

Принимаются следующие значения КПД:

• ₁=0,95 – КПД клиноременной передачи;

• ₂=0,96 – КПД закрытой зубчатой передачи с коническими колесами;

• ₃=0,99 – КПД пары подшипников.

Общий КПД определяется по формуле:

_ОБЩ=₁₂₃²

_ОБЩ=0,950,960,99²=0,894

Определяется требуемая мощность электродвигателя по формуле:

кВт.

По ГОСТ 19523-81 принимается исходя из синхронной частоты вращения электродвигатель марки 4А180М6, характеристики которого:

• Мощность двигателя – Р_ДВ=18,5 кВт.

• Номинальная частота вращения – n_НОМ=1000 об/мин.

Угловая скорость

рад/с.

Определяем общее передаточное число привода по формуле:

Предварительно принимается по ГОСТ для U₂=5 тогда определяется число для передачи по формуле:

Определяются частоты вращения валов привода:

I вал: об/мин,

II вал: об/мин,

III вал: об/мин.

Определяются угловые скорости валов:

I вал: рад/с,

II вал: рад/с,

III вал: рад/с.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Выбор материала колес

Для шестерни примем сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х улучшенной твердостью НВ 245.

Допускаемое контактные напряжения по формуле:

где _Hlimb – предел контактной выносливости при базовом цикле

К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации К_HL=1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H]=1,15;

_Hlimb=2HB+70=2·245+70=560 MПа.

МПа.

Определение геометрических параметров конической передачи

Внешний делительный диаметр колеса, по формуле:

где Т₃ – вращающий момент III вала, Т₃=500 Нм;

K_Hβ – коэффициент при консольном расположении шестерни 1,35;

U – передаточное число, U=5;

ψ_bRe – коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию, ψ_bRe=0,285;

К_d –для прямозубых передач К_d = 99

мм,

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение d_e2=315 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁=25,

Тогда, по формуле

Внешний окружной модуль, по формуле:

мм.

Углы делительных конусов:

Внешнее конусное расстояние R_e:

мм.

Дина зуба b

мм,

Принимаем b=60 мм.

Внешний делительный диаметр шестерни, по формуле:

d_e1=m_ez₁

d_e1=m_ez₁=425=100 мм.

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R_e-0,5b)sin

d₁=2(203,96-0,560)sin11º19’=85,3 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

d_aei=d_ei+2m_ecos_i

d_ae1=80+23,2cos11º19’=107,3 мм

d_ae2=400+23,2cos78º41’=318,3 мм.

Средний окружной модуль

мм.

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес:

м/с.

Для конических колес назначаем 9-ю степень точности.

Проверка по контактным напряжениям

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HβK_HαK_HV

где K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, при Ψ_bd=0,6 при консольном расположении колес и твердости HB<350, K_H=0,56;

K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_Нα=1,05;

K_HV – коэффициент учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V5 м/с, К_HV=1,05.

К_Н=1,23·1,0·1,05=1,3

Проверяем контактное напряжение, по формуле:

МПа<[_Н]=485 МПа.

Силы в зацеплении

Окружная

Н.

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

F_r1=F_a2=F_t·tgα·cosδ₁

F_r1=F_a2=3030·tg20º·cos11º19’=1081 Н.

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

F_a1=F_r2=F_t·tgα·sinδ₁

F_a1=F_r2=3030·tg20º·sin11º19’=216 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Определяем по формуле:

где К_F – коэффициент нагрузки;

Y_F ­– коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

_F – опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической, _F =0,85.

K_F=K_FK_F

где при Ψ_bd=0,65, консольном расположении колес, валах на рожковых подшипниках и твердости НВ350 значения К_Fβ=1,38;

при твердости НВ350, скорости V5 м/с и девятой степени точности К_F=1,45.

K_F=1,38·1,45 = 2

Эквивалентные числа зубьев определяются как:

Для шестерни

Для колеса

При этом Y_F1=2,33; Y_F2=1,82

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба.

где – предел выносливости при эквивалентом числе циклов;

– коэффициент запаса прочности.

Для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350

=1,8НВ

Для шестерни

=1,8·270=490 МПа,

для колеса

=1,8·245=440 МПа.

Коэффициент запаса прочности

[S_F]=[S_F]^| [S_F]^||

где [S_F]^| = 1,75

для поковок и штамповок [S_F]^|| = 1.

Отсюда

[S_F]=1,75·1=1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для шестерни отношение

МПа,

для колеса

МПа,

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полученное отношение для него меньше.

Проверяем зуб колеса, по формуле:

МПа<[_F]=280 МПа.