Выбор электродвигателя:
Определение общего КПД привода, учитывая потери мощности в передачах, подшипниках, муфтах:
;
где: - общее КПД;
- КПД отдельных передач.
Т.к. в редукторе цилиндрические передачи принимаем следующие значения:
принимаем ;
принимаем ;
- КПД соединительных муфт, где к - число соединительных муфт (к=2):
принимаем ;
- число пар подшипников, где m – число пар подшипников (m=3):
принимаем .
.
Определение мощности на валу:
;
;
с-1;
кВт;
кВт.
Выбор электродвигателя.
Из серии А по ГОСТ – 19523 – 81. Выбираем тип двигателя 4А160S4УЗ.
Характеристики:
Мощность двигателя – 15 кВт;
Тип двигателя – 4А160S4УЗ;
Асинхронная частота - мин-1;
КПД=88,5%;
.
Перегрев мощности не более 8%. Перегрев составляет: 2,23%.
[ист. №4, ст. 249].
Кинематический и энергетический расчет привода:
Определение передаточного отношения привода и разбивка его между ступенями редуктора:
;
;
;
Для цилиндрических двухступенчатых редукторов, выполненных по развернутой схеме, принимают:
;
;
Принимаем ближайшее стандартное значения передаточного отношения по ряду стандартных чисел. По ГОСТ 2185 - 66 принимаем:
, .
[ист. №6, ст. 36].
Уточняем передаточное отношение редуктора:
;
;
Данная погрешность удовлетворяет условие, по этому принимаем:
,
Частота вращения валов привода:
об/мин;
об/мин;
об/мин;
Определения угловых скоростей вращения валов привода:
;
c-1;
c-1;
c-1;
Определение мощности на валах привода:
кВт;
кВт;
кВт;
Определение вращающихся моментов:
Н/м;
Н/м ;
Н/м;
Расчет зубчатых передач:
Выбор материала зубчатых колес:
Материал зубчатых колес выбирается по заданной твердости зубчатых колес .
Принимаем: сталь 40 XH. (Т/О нормализация, твердость после Т/О ).
Механические характеристики после Т/О:
Придел текучести:
МПа;
Придел прочности:
МПа.
Твердость зубьев шестерни находится за формулою:
;
Принимаем .
[ист. №6, ст. 34].
Определение допускаемых контактных напряжений:
Определение допускаемых контактных напряжений для быстроходной ступени:
;
;
;
где , - коэффициент долговечности ;
- базовое число циклов;
- действительное число циклов;
- коэффициент безопасности. Для колес с нормализацией принимаем ;
, - придел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа. Зависит от твердости зубьев.
МПа;
МПа;
< циклов;
< циклов;
Действительное число циклов перемены напряжений:
где - частота вращения соответствующий ступени;
- отношение нагрузки, действующие на і- ом цикле нагружения к максимальной нагрузки.
- продолжительность работы на і- ом цикле нагружения, ч;
т.к. < ;
;
;
МПа;
МПа;
МПа.
Определение допускаемых контактных напряжений для тихоходной ступени:
;
;
< циклов;
< циклов;
;
;
МПа;
МПа;
МПа.
Проектный расчет передачи:
Определение меж осевого расстояния зубчатой передачи из условия прочности тихоходной ступени:
;
где - коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи. Принимаем ;
- передаточное число тихоходной ступени ;
- вращающий момент на тихоходной ступени Н*мм;
- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактной линий и зависит от твердости поверхности зубчатых колес.
Принимаем [ист. №6, ст. 32].
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоя-нию. Выбираем по ГОСТ 2185 – 66:
где определяется по формуле:
;
Принимаем [ист. №6, ст. 36];
- допускаемое контактное напряжение на тихоходной ступени, МПа.
мм,
Принимаем стандартное значения по ГОСТ 2185 – 66
[ист. №6, ст. 36]: берем значение с 2-го ряда мм.
Определение модуля зацепления:
;
мм;
Принимаем стандартное значение по ГОСТ 9563 – 60
[ист. №6, ст. 36]: берем значение с 1-го ряда мм.
Определяем суммарное число зубьев тихоходной ступени:
Определение предварительного угла наклона зубьев:
;
;
Принимаем .
Уточняем значения угла наклона:
;
Определение числа зубьев на шестерни тихоходной ступени:
> ;
Принимаем .
Определение числа зубьев на колесе тихоходной ступени:
> ;
Принимаем .
Определение фактического передаточного числа тихоходной ступени:
;
Определение основных размеров зубчатого колеса:
мм;
мм.
Проверка правильности вычисления:
мм.
Диаметры окружности выступов шестерни и колеса:
мм;
мм.
Диаметры окружности впадин шестерни и колеса:
мм;
мм.
Ширина зубчатого колеса:
мм;
Шестерню выполняют шире колеса на:
мм;
Эскиз передачи тихоходной ступени:
Определение межосевого расстояния зубчатой передачи из условия прочности быстроходной ступени:
;
где - коэффициент межосевого расстояния для прямозубой передачи. Принимаем ;
- передаточное число быстроходной ступени ;
- вращающий момент на быстроходной ступени Н*мм;
- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактной линий и зависит от твердости поверхности зубчатых колес.
Принимаем [ист. №6, ст. 32].
- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоя-нию. Выбираем по ГОСТ 2185 – 66:
;
где определяется по формуле:
;
Принимаем [ист. №6, ст. 36];
- допускаемое контактное напряжение на быстроходной ступени, МПа.
мм,
Принимаем стандартное значения по ГОСТ 2185 – 66
[ист. №6, ст. 36]: берем значение с 1-го ряда мм.
Определение модуля зацепления:
;
мм;
Принимаем стандартное значение по ГОСТ 9563 – 60
[ист. №6, ст. 36]: берем значение с 1-го ряда мм.
Определяем суммарное число зубьев быстроходной ступени:
Определение предварительного угла наклона зубьев:
;
;
Принимаем .
Уточняем значения угла наклона:
;
Определение числа зубьев на шестерни быстроходной ступени:
> ;
Принимаем .
Определение числа зубьев на колесе быстроходной ступени:
> ;
Принимаем .
Определение фактического передаточного числа тихоходной ступени:
;
Определение основных размеров зубчатого колеса:
мм;
мм.
Проверка правильности вычисления:
мм.
Диаметры окружности выступов шестерни и колеса:
мм;
мм.
Диаметры окружности впадин шестерни и колеса:
мм;
мм.
Ширина зубчатого колеса:
мм;
Шестерню выполняют шире колеса:
мм;
Эскиз передачи быстроходной ступени:
Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям:
Проверочный расчет быстроходной передачи по контактным напряжениям:
где - коэффициент для косозубой передачи ;
- коэффициент нагрузки ;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями и зависит от скорости данной ступени
м/c;
Степень точности 9 т.к. , для 9 степени точности оп-ределяется по формуле:
;
- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий, зависит :
;
;
- коэффициент динамической нагрузки, зависит от:
- окружная сила в зацеплений;
Н;
- удельная окружная динамическая сила:
;
где - коэффициент, учитывающий влияния зубчатой передачи
;
- коэффициент учитывающий влияния разности шагов за- цепления зубов шестерни и колеса, зависит от модуля:
;
;
;
МПа;
Условия прочности не выполняется. Для того что бы выполнялось усло-вия прочности нужно увеличить ширину зуба.
мм; мм;
;
;
;
МПа
Условия прочности выполняются.
Определение недогрузки передачи по контактным напряжениям:
Уточняем :
.
Проверочный расчет тихоходной передачи по контактным напряжениям:
где - коэффициент для косозубой передачи ;
- коэффициент нагрузки ;
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями и зависит от скорости данной ступени:
м/c;
Степень точности 9 т.к. , для 9 степени точности определяется по формуле:
;
- коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки по длине контактных линий, зависит :
;
;
- коэффициент динамической нагрузки, зависит от:
- окружная сила в зацеплений;
Н;
- удельная окружная динамическая сила:
;
где - коэффициент учитывающий влияния зубчатой передачи
;
- коэффициент учитывающий влияния разности шагов за- цепления зубов шестерни и колеса, зависит от модуля:
;
;
;
Условия прочности выполняется.
Определение недогрузки передачи по контактным напряжениям:
Определение допускаемых изгибных напряжений:
Определение допускаемых изгибных напряжений для шестерни и колеса :
;
;
где ,( ) – приделы выносливости для шестерни (колеса) при отнулевом цикле изгиба;
Принимаем: МПа;
МПа;
[ист. №6, ст. 45]
- коэффициент безопасности
где - коэффициент, учитывающий нестабильности свойств материала зубчатых колес:
[ист. №6, ст. 45]
- коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса:
[ист. №6, ст. 44]
;
МПа;
МПа;
Проверочный расчет передачи по изгибным напряжениям:
Условие прочности по изгибным напряжениям:
Расчетные напряжения изгиба для быстроходной ступени рассчитываются по формуле:
;
где - окружная сила, действующая в зацеплений;
- ширина зубьев;
- модуль зацепления;
- коэффициент, учитывающий форму зубьев;
;
где - эквивалентное число зубьев на шестерни и колесе
- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;
- коэффициент, учитывающий перекрытий зубьев;
;
- коэффициент нагрузки
;
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
;
- коэффициент, учитывающий неравномерное рас-
пределение нагрузки по длине контактных линий за-
висит от :
;
- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от:
- окружная сила в зацеплений;
- удельная окружная динамическая сила:
;
где - коэффициент, учитывающий влияния зубчатой передачи
;
- коэффициент учитывающий влияния разности шагов за- цепления зубов шестерни и колеса, зависит от модуля:
- для быстроходной;
МПа;
Условия прочности выполняются.
Расчетные напряжения изгиба для тихоходной ступени рассчитываются по формуле:
;
где - окружная сила действующая в зацеплений;
- ширина зубьев;
- модуль зацепления;
- коэффициент, учитывающий форму зубьев;
;
где - эквивалентное число зубьев на шестерни и колесе
- коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев;
- коэффициент, учитывающий перекрытий зубьев;
;
- коэффициент нагрузки
;
где - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
;
- коэффициент, учитывающий неравномерное рас-
пределение нагрузки по длине контактных линий за-
висит от :
- коэффициент динамической нагрузки, зависящей от:
- окружная сила в зацеплений;
- удельная окружная динамическая сила:
;
где - коэффициент, учитывающий влияния зубчатой передачи
;
- коэффициент учитывающий влияния разности шагов за- цепления зубов шестерни и колеса, зависит от модуля:
;
;
МПа;
Условия прочности выполняются.