- •2. Кинематические расчеты привода. Выбор двигателя
- •2.1.Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
- •2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней.
- •2.3.Определение силовых и кинематических параметров привода
- •2.4. Силовые и кинематические параметры привода
- •3.Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.
- •3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
- •3.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2
- •3.3.Определение допускаемых напряжений изгиба [σ]f, н/мм2
- •4.Расчет зубчатых передач редукторов. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.
- •4.1.Определяем главный параметр – межосевое расстояние aw, мм.
- •Проверочный расчет
- •5.Расчет цепной передачи
- •5.1. Определяем шаг цепи p, мм
- •Проверочный расчет
- •5.16.Определяем силу давления цепи на вал Fоп , н:
- •5.17. Параметры цепной передачи
- •Проверочный расчет.
- •6. Нагрузки валов редуктора
- •7. Разработка чертежа общего вида редуктора
- •7.4. Предварительный выбор подшипников качения
- •8. Расчетная схема валов редуктора
- •9. Проверочный расчет подшипников
- •9.1. Проверка пригодности подшипников быстроходного вала.
- •9.2. Проверка пригодности подшипников тихоходного вала.
- •Технический проект
- •10. Разработка чертежа общего вида привода.
- •10.1. Зубчатые колеса.
- •10.2. Конструирование валов.
- •1. Первая ступень.
- •2. Вторая ступень.
- •3. Третья ступень.
- •10.3. Выбор соединений.
- •10.4.Конструирование подшипниковых узлов.
- •2. Посадки подшипников.
- •4. Крышки подшипниковых узлов.
- •6. Уплотнительные устройства.
- •7. Регулировочные устройства.
- •10.5.Конструирование корпуса редуктора.
- •10.5.2. Фланцевые соединения.
- •10.5.3. Подшипниковые бобышки.
- •10.5.4. Детали и элементы корпуса редуктора.
- •10.6. Конструирование элементов открытых передач.
- •10.7. Выбор муфт.
- •1. Определение расчетного момента и выбор муфты.
- •10.8. Смазывание. Смазочные устройства.
- •1.Смазывание зубчатого зацепления.
- •2. Смазывание подшипников.
- •11. Проверочные расчеты
- •11.1 Проверочный расчет шпонок
- •11.2 Проверочный расчет стяжных винтов подшипниковых узлов.
- •11.3 Проверочный расчет валов на прочность.
- •Проверочный расчет тихоходного вала
- •11.4. Результаты проверочных расчетов
2.4. Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя 4АM132S6У3 |
=965 об/мин |
||||||||
Параметр |
Передача |
Параметр |
Вал |
||||||
Закрытая (редуктор)
|
открытая |
двигателя |
Редуктора |
Приводной рабочей машины |
|||||
быстро- ходный |
тихо- ходный |
||||||||
Переда- точное число u |
4,0
|
2,67
|
Расчетная мощность Р, кВт |
4,48 |
4,35 |
4,18 |
3,85 |
||
Угловая скорость , 1/с
|
101 |
101 |
25,25 |
9,46 |
|||||
КПД, |
0,97 |
0,92 |
Частота вращения n, об/мин |
965 |
965 |
241,25 |
90,36 |
||
Вращающий момент T, |
44,36 |
43,04 |
165,33 |
402,06 |
3.Выбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений.
3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.
а) Выбираем материал для зубчатой пары колес, одинаковый для шестерни и колеса:
Материал – Сталь 40Х
б) Выбираем термообработку для зубьев шестерни и колеса:
Для шестерни – улучшение, для колеса – улучшение
в) Выбираем интервал твердости зубьев шестерни НВ и НВ:
Для шестерни НВ=269…302
Для колеса НВ=235…262
г) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ и колеса НВ:
НВ=(269 + 302)/2=285,5
НВ=(235 + 262)/2=248,5
НВ- НВ= 37(20…50)
д) Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса в, -1:
Для шестерни в=900 Н/мм2, -1=410Н/мм2
Для колеса в=790 Н/мм2, -1=375 Н/мм2
е) Выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (Dпред – диаметр) и колеса (Sпред – толщина обода или диска):
Для шестерни Dпред=125 мм, Sпред=80 мм
Для колеса Dпред=200 мм, Sпред=125 мм
3.2.Определение допускаемых контактных напряжений []н, н/мм2
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2:
KHL1= KHL2=,
где NH0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы(наработка), N=573ϖLh. Здесь ϖ – угловая скорость соответствующего вала, 1/с; Lh – срок службы привода(ресурс),ч.
для шестерни N1=циклов,
для колеса N2=циклов.
NH01=25106 ; NH02=16,5 106
Т.к. N1>NH01 и N2>NH02, то KHL1 = KHL2=1
б) Определяем допускаемое контактное напряжение []H01 и [σ]H02, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH01 и NH02;
для шестерни []H01=1,8 НВ+ 67=Н/мм2
для колеса [σ]H02=1,8 НВ2ср+ 67= Н/мм2
в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса [σ]H2:
для шестерни []H1= KHL1[]H01=1580,9=580,9 Н/мм2
для колеса [σ]H2= KHL2[σ]H02=1514,3=514,3 Н/мм2.
Т.к. НВ- НВ= 37>20, но 50, цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по меньшему значению [σ]Н из полученных для шестерни []H1 и колеса [σ]H2, т.е. по менее прочным зубьям
[σ]Н=[σ]H2=514,3Н/мм2.