I.Выбор электродивигателя и кинематический расчет
Работа – двухсменная
По таблице 1.1 принимаем КПД передач согласно схеме задания:
пары зубчат колес η1=0,98
Потери в опорах подшипников η2=0,992
Потери открытой ценной передачи η3=0,92
Потери в опорах вала приводного барабана η4=0,99
Общий КПД привода:
Мощность на валу барабана: кВт
Требуемая мощность эл./двигателя: кВт
Угловая скорость барабана: рад/с.
Частота вращения вала барабана: об./мин.
По таблице П1 (см. приложение) выбираем эл./двигатель трехфазный короткозамкнутой серии 4А, закрытый, обдуваемый, ближайшей большей мощностью, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А100L6, с параметрами и скольжением 5,1% ГОСТ 19523-81. Тогда номинальная частота вращения: , а угловая скорость эл./двигателя: рад/с.
Определим общее передаточное число привода: .
Разбиваем iпр. по ступеням. Возможные передаточные отношения для редактора и цепной передачи: iр=3÷6 для ценной передачи тоже iц=3÷6; .
Примем передаточное число редуктора iр=5, тогда передаточное число цепной передачи: .
Составляем таблицу частот вращений и угловых скоростей валов редуктора и приводного барабана:
-
Вал «В»
рад/с
Вал «С»
об/мин
Вал «А»
ωб=5,1428
Мощность на ведомом валу редуктора:
.
Вращающие моменты
На валу шестерни:
На валу колеса:
II. Расчет зубчатых колес редуктора.
При средних значениях габаритов передачи, выбираем материалы со средним механическими характеристиками (таблица 3.3) для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230, для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Допустимое контактное напряжение:
; где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения. По таблице 3.2 2 л. III для углеродистых сталей с твердых поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружение больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают . Коэффициент безопасности
Для прямозубой передачи:
Коэффициент несмотря на симметричное расположение колес относительно опор принят выше рекомендуемого для этого случая, т.к. со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающий контакт зубьев. Принимаем, предварительно по таблице 3.1 как в случае не симметричного расположения колес . Принимаем для прямозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (стр.36)
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТу 2185-66 . Принимаем нормальный модуль зацепления:
,
Принимаем по ГОСТу 9563-60 (стр.36)
Число зубьев шестерни: принимаем Z1=23;
Тогда:
Основные размеры шестерни и колеса:
Делительные диаметры: ;
Проверка:
Диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса . Принимаем
Ширина шестерни . Принимаем
Окружная скорость колес:
, что соответствует восьмой степени точности передачи (стр. 32).
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Коэффициент нагрузки:
По таблице 3.5 при коэффициент
По таблице 3.4 при м/с и восьмой степени точности коэффициент . По таблице 3.6 для прямозубых колес при м/с . Таким образом:
Проверяем контактное напряжение
Условие прочности по контактным напряжениям – выполнено.
Определяем силы, действующие в зацеплении.
Окружная
Радиальная
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)
Здесь: коэффициент нагрузки (стр. 42)
По таблице 3.7 при , твердости . Коэффициент . По таблице 3.8 коэффициент . Таким образом .
- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависит от эквивалентного числа зубьев по 42 для, для . Допускаемые изгибные напряжение определяется по формуле (3.24)
По таблице 3.9 для стали 45, и твердости .
Для шестерни
Для колеса
Коэффициент безопасности ; где (табл. 3.9), для поковок и штамповок.
Следовательно
Допускаемые напряжения:
Для шестерни
Для колеса
Находим отношения ;
Для шестерни
Для колеса
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса т.к. отношения меньше.
Условие прочности по напряжениям изгиба – выполнено.
Все условия прочности – выполнены.