- •Оглавление
- •Введение.
- •2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет механизма.
- •2.1. Коэффициент полезного действия редуктора
- •2.2. Расчёт требуемой мощности и выбор электродвигателя
- •3.1 Определение мощностей на валах
- •1.8. Таблица полученных результатов для валов
- •4. Расчет передач.
- •4.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •4.1.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
- •4.1.2. Допускаемые контактные напряжения
- •4.1.3. Допускаемые напряжения изгиба
- •4.1.4. Межосевое расстояние
- •4.1.5. Модуль зацепления
- •4.1.6. Суммарное число зубьев шестерни и колеса
- •4.2.2.Проверка пригодности заготовок
- •4.2.4. Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса:
- •4.3Расчет клиноременной передачи.
- •4.4.2.Табличный отчет
- •18.Литература:
2.1. Коэффициент полезного действия редуктора
КПД элементов привода (табл.2.2 [1]):
КПД пары подшипников
КПД муфты
КПД ременной передачи
КПД зубатой передачи
Определяем общий КПД привода:
2.2. Расчёт требуемой мощности и выбор электродвигателя
Определяем требуемую мощность электродвигателя:
синхронная частота вращения ,
номинальная частота вращения ,
номинальная мощность электродвигателя .
Для требуемой мощности выбираем двигатель 4A100L2Y3.
2.3. Передаточное отношение редуктора
(табл.2.3 [1])
2.4. Частоты вращения валов
,
,
.
2.5. Угловые скорости вращения валов
,
,
.
(Т.к. муфта не влияет на угловую скорость);
3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах
3.1 Определение мощностей на валах
,
,
,
.
3.2. Вращающие моменты на валах
,
,
.
1.8. Таблица полученных результатов для валов
Вал |
Мощность |
Частота вращения |
Угловая скорость |
Вращающий момент |
1 |
5,48 |
2910 |
304,58 |
17,992 |
2 |
5,262 |
1024,65 |
107,245 |
49,065 |
3 |
5,054 |
204,93 |
21,45 |
235,618 |
4 |
4,952 |
204,93 |
21,45 |
230,862 |
4. Расчет передач.
4.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
4.1.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни HB1 назначается больше твёрдости колеса HB2.
Выберем для шестерни и колеса сталь 40Х, термообработка - улучшение.
Для шестерни
-
твёрдость заготовки
Для колеса
-
твёрдость заготовки
4.1.2. Допускаемые контактные напряжения
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле
Коэффициент безопасности для однородной структуры материала, обеспечиваемой улучшением, объёмной закалкой, =1,1.
Предел выносливости вычисляется по формуле
Коэффициент долговечности определяется по формуле
, где
q=6 при NHlim≥NHE и q=20 при NHlim≤NHE,
- расчётное число циклов перемены напряжений, определяется по формуле
, где
ω –частота вращения вала, на котором находится колесо,
Lh- срок службы передачи в часах.
- базовое число циклов.
Для шестерни:
Поскольку NHlim≤NHE, то коэффициент долговечности равен:
Для колеса:
Интерполированием определяем базовое число циклов (табл.3.3 [1]):
Поскольку NHlim≤NHE, то коэффициент долговечности равен:
Допускаемые контактные напряжения:
Цилиндрические зубчатые передачи с прямыми зубьями при HB1ср – НВ2ср=20..50 рассчитываются по меньшему значению , из полученных для шестерни и колеса , т. е. по менее прочным. В моем случае, меньше , то принимаем .
4.1.3. Допускаемые напряжения изгиба
Определяем допускаемые контактные напряжения также отдельно для зубьев колеса и шестерни
, где
,
но т. к. и для шестерни и для колеса, принимаем ;
(Т.к. у нас шлифование и зубофрезирование);
(Для улучшенных сталей);
(Для сталей 40х);
Найдём :
Тогда допускаемые контактные напряжения для шестерни:
.
Допускаемые контактные напряжения для колеса:
.
Дальнейший расчёт ведём по менее прочным зубьям, т. е.:
.