- •1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
- •2 Розрахунок зубчатих коліс редуктора
- •3 Попередній розрахунок валів редуктора
- •4 Конструктивні роміри шестерні та колеса.
- •5 Конструктивні розміри корпуса редуктора.
- •6 Перший етап ескізної компоновки редуктора
- •7 Перевірка довговічності підшипників.
- •8 Перевірка міцності шпоночних з’єднань.
- •9 Уточнений розрахунок валів редуктора.
- •10 Вибір сорту масла.
- •11 Збирання редуктора.
- •Література
1 Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
Коефіцієнт корисної дії привода визначаємо за формулою
η = η1· η2 · η3
де по таблиці 1.1 [2] приймаємо:
η1 = 0,98 - ККД зубчатого зачеплення редуктора;
η2 = 0,99 - ККД пари підшипників;
η3 = 0,95 - ККД ланцюгової передачі.
Тоді загальний ККД привода
η = η1 ∙ ∙ η3 = 0,98 ∙ 0,993 ∙ 0,95 = 0,903
Потужність на валу барабана визначається за формулою
Рб = Fc · Vc = 2,9 ∙ 1,5 =4,35 (кВт)
Потрібна потужність електродвигуна
Ртр = = = 4,817 (кВт)
Кутова швидкість барабана та частота його обертання
ωб = = = 6,25 ( рад/с )
nб = = = 59,71 ( об/хв. )
По таблиці П1 /2/ вибираємо електродвигун трьохфазний короткозамкнутий серії 4А,закритий, що обдувається, марки 4А132S2 з синхронною частотою обертання n =1000 об/хв, для якого потужність Рдв =5,5 кВт, ковзання S = 3,3 %.
Номінальна частота обертання вала двигуна:
nдв = n ( 1- 0,01S ) = 1000 ∙ ( 1 – 0,01* 3,3) = 967 (об/хв.)
Кутова швидкість: ωдв = = = 101,21( рад/с ).
Загальне передаточне число привода: з = = = 16,19
Згідно зі стандартним рядом ( с. 36 [2] ) призначаємо передаточне число редуктора р = 4
Тоді передаточне число ланцюгової передачі:
1 = = = 4,04
Визначення частоти обертання та кутової швидкості кожного вала привода:
а) вала двигуна:
nдв = 967 (об/хв.)
ωдв = 101,21(рад/с).
б) швидкохідного вала редуктора:
1 = nдв =967 (об/хв.)
1 = = 101,21 (рад/с)
в) тихохідного вала:
2 = = = 241,75 ( об/хв)
2 = = =25,3 (рад/с)
г) вихідного вала привода:
3 = = = 59,83 ( об/хв)
3 = = = 6,26 (рад/с)
Визначаємо обертаючі моменти на валах привода:
а) на валу двигуна
Тдв = = = 47,594 ( Нм )
б) на швидкохідному валу
Т1 = Тдв = 47,594 ( Нм )
в) на тихохідному валу
Т2 = Т1 р = 47,594 4 = 190,376 ( Нм ).
г) на вихідному валу привода Т3 = Т2 ∙ Uл = 190,376 4,04= 769,119 (Нм)
2 Розрахунок зубчатих коліс редуктора
Із попередніх розрахунків маємо: моменти, які передаються ведучим та веденим валами:Т1 = 47,594 Нм, Т2 = 190,376Нм.
По таблиці 3.3 /2/ призначаємо для шестерні сталь 45, термообробка - покращення, твердість НВ1230 ; для колеса – також сталь 45, термообробка – покращення, але твердість НВ2200 .
Допустиме контактне напруження визначається за формулою:
=
де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів. По таблиці 3.2 /2/ для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубів менше НВ 350 з термообробкою – покращення
= 2НВ + 70 ;
КHL – коефіцієнт довговічності, при числі циклів напруження більше базового, що має місце при довгочасній експлуатації редуктора, КHL = 1
- коефіцієнт безпеки; = 1,1
Для прямозубчатих коліс розрахункове допустиме контактне напруження визначається для матеріалу колеса:
= = = = 428 МПа.
Необхідна умова ≤ 1.23 виконана
Коефіцієнт приймаємо по табл. 3.1 [2], як для випадку несиметричного розташування коліс, = 1,25.
Коефіцієнт ширини вінця по міжосьовій відстані ( с.33 [2] )
для прямозубих передач:
ва = 0,25
Міжосьова відстань із умови контактної витривалості визначається за формулою:
= Ка ( U + 1 ) = 49,5 ( 4 + 1 ) =168,3 мм
Для прямозубчатих передач коефіцієнт Ка = 49,5 ( с.32 [2] )
Згідно із стандартним рядом ( с.36 [2] ) приймаємо найближче стандартне значення
= 160 мм
Модуль зачеплення приймається по слідуючій рекомендації :
mn = (0,01…0,02) = (0,01 0,02) = (0,01 … 0,02) 160 = 1,6 3.2 мм
Згідно із стандартним рядом (с.36,[2]) приймаємо найближче стандартне значення
mn = 2,5 мм
Визначаємо сумарне число зубів шестерні та колеса:
ZΣ = =128
Приймаємо ZΣ = 128
Тоді числа зубів шестерні та колеса:
Z1 = = = 25,6
приймаємо Z1=26
Z2 = ZΣ - Z1 = 128-26= 102
Основні розміри шестерні та колеса :
а) діаметр ділильного кола
d1 = mn Z1 = 2,5 ∙ 26 = 65 мм
d2 = mn Z2 = 2,5 102 = 255 мм
Перевірка:
α = = = 160 мм
б) діаметр вершин зубів:
dа1 = d1 +2mn = 65+2 ∙ 2,5 = 70 мм
da2 = d2 +2mn = 255+2 ∙ 2,5 = 260 мм
в) ширина колеса та шестерні:
в2 = ва = 0,25 ∙ 160 = 40 мм
в1 = в2 +(4…5) = 40+5 = 45 мм
Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:
bd = = = 0,69
Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі:
= = = 3,28 м/с
Призначаємо 8-у ступінь точності (с.32/2/).
Коефіцієнт навантаження визначаємо за формулою:
Кн = Кнβ Кн Кнy ;
Значення Кнβ = 1,07 ([2],табл. 3,5) ;по таблиці 3.4 [2] приймаємо коефіцієнт = 1,09; по таблиці 3.6 [2] приймаємо коефіцієнт Кнy = 1,05
Тоді загальний коефіцієнт навантаження Кн = 1,07 ∙ 1,09 ∙ 1,05 = 1,22
Перевірку контактних напружень для прямо зубчатих передач виконуємо за формулою
=
= = 411,06МПа
Сили, що діють у зачепленні:
а) колова
Ft = = = 1464 H
б) радіальна
Fr=Ft∙ =1464 *0,364= 532,8
0
Перевірку зубів на витривалість по напруженням згину для прямо зубчатих передач виконуємо за формулою:
F =
Коефіцієнт навантаження визначається за формулою: КF = КFβ КFy ;
де коефіцієнт КFβ = 1,12 (табл. 3,7 [2]); по табл. 3,8 [2] приймаємо коефіцієнт
КFy = 1,45 . Тоді КF = 1,12 1,45 = 1,624
Коефіцієнт YF враховує форму зуба
Для прямо зубчатих коліс згідно з даними с.42[2] приймаємо:
YF1 = 3,9 при Z1 = 26
YF2 = 3.6 при Z2 = 102
Допустиме напруження визначається за формулою:
= ;
Згідно з таблицею 3.9[2] для сталі 45 покращеної при твердості НВ 350
= 1,8 НВ
Тоді для шестерні = 1,8 ∙ 230 = 415 МПа
Для колеса = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа
Коефіцієнт безпеки: = I II ,
де по таблиці 3,9 I = 1,75; для поковок та штамповок II = 1,0
Тоді = 1,75
Допустиме напруження:
для шестерні: = = 237 МПа
для колеса: = = 206 МПа
Визначаємо відношення :
для шестерні: = = 60,769 МПа,
для колеса: = = 57.222 МПа.
Подальший розрахунок введеться для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
Перевірка міцності зубів колеса за формулою:
F2 = = = 85,616МПа.
Умови міцності виконуються при F2 =85,616 206 МПа.