- •2. Специальная часть
- •2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
- •2.2 Расчёт зубчатых колёс редуктора.
- •2.3 Предварительный расчет валов редуктора.
- •2.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •2.5 Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •2.6 Расчёт цепной передачи.
- •2.7 Первый этап компоновки редуктора
- •2.8 Проверка долговечности подшипника.
- •2.9 Проверка прочности шпоночных соединения.
- •2.10 Уточнённый расчёт валов.
- •2.11 Выбор сорта масла.
- •Литература
2. Специальная часть
2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
/По таб. 1.1 с. 51/Ч// примем:
КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η1 = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи η3 = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4 = 0,99.
Общий КПД привода
η = η1 η22 η3 η4;
η =
Мощность на валу барабана
Рб = Fлvл;
Рб = 6,86 х 1,68 = 11,52кВт.
Требуемая мощность электродвигателя
Ртр = ;
Ртр = = 13,16кВт
Угловая скорость барабана
ωб = ;
ωб = = 5,09
Частота вращения барабана
nб = ;
nб = = 48,63
По /таб. П1 с. 390 /Ч// примем по Ртр = 13,16кВт; выбираю электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6 У3, с параметрами Рном = 15 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 - 81).
Номинальная частота вращения
nдв = n1 = n ном (1 - );
nдв = 1000
ωдв =
ωдв
Проверяем общее передаточное отношение :
i =
i
Частные передаточные числа:
для редуктора выбираем из стандартного ряда по ГОСТу 2185 – 66;
U = 2; 2,5; 3,5; 4; 5; 6,3;
для цепной передачи
Uц = /с. 36 /Ч//
Принимаю:
Uр = 6,3, тогда Uц = ;
U =
Частота вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
-
Вал В
n1 = nдв = 974 об/мин
ω1 = ωдв = 101,94 рад/с
Вал С
n2 =
ω2 =
Вал А
nб = 48,63 об/мин
ωб = 5,09 рад/с
Вращающие моменты:
на валу шестерни
Т1 =
Т1 =
На валу колеса
Т2 = Т1 Uр =
2.2 Расчёт зубчатых колёс редуктора.
Выбираем материал.
Для шестерни:
Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ = 230.
Для колеса:
Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ = 200.
Допускаемые контактные напряжения:
[ ] = , где
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.
По /таб. 3.2 с. 34/Ч// для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ = 350 и термической обработкой (улучшением)
= 2НВ + 70;
KHL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности [SH] = 1,10.
[ ] = 0,45 ([ ] + [ ]);
Для шестерни
[ ] =
[ ]
Для колеса
[ ] =
[ ]
Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение
] = 0,45 (482 + 428) = 410 Мпа.
Требуемое условие ] 1,23 [ ] выполнено.
Коэффициент КНβ, не смотря на симметричное расположение колёс относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.
Принимаем предварительно по /таб.3.1 с. 32/Ч// как в случае несимметричного расположения колёс, значение КНβ = 1,25.
Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Межосевой расстояние:
aw = Ka (u + 1) , где
Ka = 43 /с.32/Ч//
Uр = 6,3
= 1 1,15 /таб. 3.1 с 32/Ч//
= 0,25 0,40
aw = 43(6,3 + 1)
aw = 313,9 0,73 = 229,15
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 aw = 250мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
mn = (0,01 0,02) aw;
mn = (10,01 0,02) 250 = 2,5 5;
1 ряд: 2,5; 3; 4.
2 ряд: 2,75; 3,5; 4 ,5.
Принимаю mn = 3мм.
Принимаю угол наклона зубьев β = 10 и определим число зубьев шестерни и колеса.
Z1 = ;
Z1 =
Принимаем
Z1 = 22; тогда Z2 = Z1
Z2= 22
Уточнённое значение угла наклона зубьев
cos β = =
β = 14 ,6`
Основные размеры шестерни и колеса:
диаметры делительные
d1 = Z1;
d1 =
d2 = Z2;
d2 =
Проверка:
aw =
aw
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1+2
da1= 68,32+3
da2 = d2+2
da2 = 431,67+2
Диаметры впадин зубьв
df1 = d1-2,5
df1 = 68,32-2,5
df2 = d2-2,5
df2 = 431,67-2,5
Ширина колеса
b2 = ψbaaw;
b2 = 0,3
Ширина шестерни
b1 = b2+5;
b1 = 80мм
Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру
ψbd =
ψbd
Окружная скорость колёс и степень точности передачи
V =
V =
При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности.
Коэффициент нагрузки:
KHβ = 1,11 /таб. 3.5 с. 39/Ч//
КHα = 1,08 /таб. 3.4 с. 39 /Ч//
КHv = 1,0 /таб. 3.6 /Ч//
Таким образом, КH =
Проверка контактных напряжений
=
Силы, действующие в зацеплении
окружная
Ft =
Н
радиальная
Fr =
Fr = 3756
Fr = 3756
осевая
Fa = Frtgβ;
Fa = 3756
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба
= /таб. 3.7 c.42/Ч//
По таб. 3.7 при ψbd = 1,70, твёрдость НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор = 1,53. По / таб. 3.8 /Ч// = 1,3. Таким образом, коэффициент = 1,53 YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zv.
у шестерни
=
у колеса
Zv2 =
Zv2 =
YF1 = 3,90 и YF2 = 3,60 /с. 42/
Допускаемое напряжение
=
По /таб. 3.9 /Ч// для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350
= 1,8НВ.
Для шестерни = 1,8 для колеса = 1,8 коэффициент безопасности, где = 1,75 по /таб. 3.9 /Ч//, (для поковок и штамповок). Следовательно = 1,75.
Допускаемые напряжения:
для шестерни
для колеса
Находим отношения
для шестерни
для колеса
Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Yβ и KFα:
Yβ =
Yβ
для средних значений коэффициенты торцевого перекрытия
проверяем прочность зуба колеса
Условие прочности выполнено.