3. Силовой расчет привода

В ходе силового расчета определяем мощности и вращающие моменты на

валах редуктора.

• Расчет мощности на быстроходном валу:

кВт;

• Расчет мощности на промежуточном валу:

кВт;

• Расчет мощности на тихоходном валу:

кВт;

• Расчет мощности на тихоходном валу привода:

кВт;

• Мощность цепного подъемника

кВт.

Вращающие моменты на валах вычисляются по формуле:

.

• Вращающий момент на быстроходном валу:

Нм;

• Вращающий момент на промежуточном валу:

Нм;

• Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Нм;

• Вращающий момент на тихоходном валу привода:

Нм.

4. Проектный расчет прямозубой цилиндрической передачи

4.1 Исходные данные

• Расчетная схема зубчатой передачи ( быстроходная ступень редуктора)

Обозначено: - число зубьев шестерни;

- число зубьев колеса.

Примечание: Индексы 1 присваиваются параметрам шестерни, а индексы 2 - колесу

• Передача цилиндрическая прямозубая, закрытая, нереверсивная;

• Срок службы L=5 лет, Кгод=0,67,

Ксут =0,33 – коэффициенты использования передачи в году и в сутках;

• Режим нагружения типовой – четвертый (легкий).

• Производство передачи единичное.

  

• Числовые параметры передачи:

Шестерня - Z1 Колесо - Z2

мин^-1 мин^-1

Нм Нм

Передача цилиндрическая прямозубая, закрытая, нереверсивная. Срок службы L=5, K=0.67, Kсут=0,33 – коэффициент использования передачи.

4.2. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Выбор осуществляется по таблице п.1 [2].

№ 6 Сталь 40ХНМА т.о. улучшение

№ 5 Сталь 40ХН т.о. улучшение

где – суммарное время работы передачи в часах;

n – частота вращения зубчатого колеса, мин^–1;

с – число зацеплений за один оборот, с = 1;

N – число циклов нагружения.

циклов	циклов

,

где N_HE – эквивалентное число циклов нагружения;

–коэффициент, выбираемый по таблице П.2.[2].

циклов	циклов

Найдем базовое число циклов, которое зависит от марки материала и вида термообработки, т.е. от твердости поверхности зуба, по формуле:

.

циклов

циклов

,

где K_HL – коэффициент долговечности, причем:

,

где – искомое допускаемое контактное напряжение, МПа;

–табличное допускаемое контактное напряжение (для K_HL = 1.) Определяется из таблицы П.1.[2].

В качестве допускаемого значения выбирается меньшее из двух напряжений, т.е. имеем.

4.3. Расчет межосевого расстояния

,

где a_w – межосевое расстояние, мм;

E_пр – приведенный модуль упругости, Е_пр = 2,110⁵ МПа;

T₂ – вращающий момент на колесе, Нм;

K_H – коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки;

u – передаточное число;

_ba – коэффициент ширины зуба относительно межосевого

расстояния: _ba = b_w / a_w;

Согласно таблице П.3.

Выбираем _ba = 0,25 –схема 3 (рис. П.3) из ряда чисел (таблица П.4), для несимметричного расположения относительно опор и .

Согласно таблице П.5 для схемы 3 – несимметричного расположения колес относительно опор, находим

Подставляя и другие значения в формулу для расчетаа_w, находим:

мм

Принимаем стандартное значение а_w = 140 мм (из ряда R_a 40 таблица П.4)

,

где b_w – рабочая ширина зубчатого венца шестерни, мм;

. Принимаем мм

4.4.Выбор модуля (рис. П.2)

Выбираем промежуточное значение m = 2,0мм из полученного диапазона.

Примечание. Выбираем такое число из стандартного ряда (таблица П.4), при котором получаем целое число для , где.

Сумма чисел зубьев составляет:

–целое число зубьев.

Для шестерни число зубьев находим по формуле: -из требования неподрезания зубьев.

.

Округляем до ближайшего целого числа:

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса : зуба.

Фактическое передаточное отношение зубчатой передачи составляет:

Делительные диаметры зубчатых колес соответственно равны:

Отклонение передаточного отношения от заданного значения не превышает нормы: