1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

По таблице 1.1[2, с.5] примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес: η₁=0,97;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения η₂=0,99;

КПД зубчатой открытой передачи η₃=0,95;

КПД муфты η₄=1.

Общий КПД привода:

η= η₁· (η₂)² · η₃ · η₄, [2, с.4];

η=0,97·0,99²·0,95·1 = 0,903.

Требуемая мощность электродвигателя:

, [2, c.4];

Вт.

Возможные значения частных передаточных отношений для цилиндри-

-ческого зубчатого редуктора , для открытой передачи .

Общее передаточное отношение привода:

, [2, c.7].

Общее передаточное отношение привода определяется формулой:

, [2, c.7]

где .

, об/мин
3000	37,5
1500	18,75
1000	12,5
750	9,375

В табл. П.1 [2, c.390], с учетом возможностей привода, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 4А132S2УЗ,

с параметрами и скольжением s=3,3% (ГОСТ 19523-81).

Номинальная частота вращения вала этого электродвигателя:

, [2, c.8];

У гловая скорость:

, [2, с.291];

Проверим общее передаточное отношение:

, [2, c.8];

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 6 и 36.

Частные передаточные отношения можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 [2, с.36] для открытой передачи .

Частоты вращения и угловые скорости валов и привода [2, c.291]:

Вращающие моменты:

на валу шестерни

на валу колеса

2.Расчет зубчатых колес редуктора

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3 [2, с.34]:

Для шестерни: сталь 45,

термическая обработка – улучшение,

твердость HB 230;

Для колеса: сталь 45,

термическая обработка – улучшение,

твердость HB 200.

Допускаемые контактные напряжения находятся по формуле:

, [2, с.33],

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

K_HL– коэффициент долговечности;

[S_H]=1,10 – коэффициент безопасности.

По табл. 3.2[2, с.34] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой(улучшением):

;

для шестерни:

для колеса:

Коэффициент долговечности определяется формулой:

,[2, с.33],

где - базовое число циклов;

- эквивалентное число циклов.

При твердости HB 200-500 базовое число циклов возрастает по линейному закону от 10⁷ до , тогда ,интерполируя, получаем:

для шестерни:

для колеса:

Эквивалентное число циклов определяется формулой:

где n- частота вращения вала;

L_H- срок службы редуктора

Тогда, для шестерни:

N_HE1 = 967 60 10⁴ = 58,02 10⁷,

для колеса:

N_HE2 = 241,75 60 10⁴ = 14,505 10⁷.

К оэффициент долговечности:

для шестерни:

,

принимаем

для колеса:

,

принимаем

Для косозубых колес допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле [2, с.35]:

где – допускаемые контактные напряжения для шестерни

– допускаемые контактные напряжения для колеса

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение:

Проверяем соблюдения требуемого условия:

[2, с.35];

410 526,44 - условие выполнено.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляется по формуле, [2, с.32]:

,

где - для косозубых передач [2, с.32];

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем по таблице 3.1 [2, с.32] = 1,10;

= 0,25÷0,40 – для косозубых передач [2, с.33]. Принимаем = 0,25.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 =150 мм [2, с.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n=(0,01÷0,02) · , [2, с.36];

m_n=(0,01÷0,02) ·150=1,5÷3 мм;

принимаем по ГОСТ 9563–60^* m_n=2,5.

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10⁰ и определим числа зубьев шестерни и колеса:

, [2, с.293];

Принимаем .Тогда

, [2, с.293];

Уточненное значение угла наклона зубьев:

, [2, с.293];

.

Определяем основные размеры шестерни и колеса, [2, с.45]:

диаметры делительные:

;

;

Проверка:

диаметры вершин зубьев:

диаметры окружностей впадин зубьев:

d_f2 = d₂ – 2,5m_n = 240 – 2,5 2,5 = 233,75 мм;

ширина колеса:

, [2, с.294];

принимаем

ширина шестерни:

, [2, с.294];

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

, [2, с.294];

Определяем окружную скорость колес и степень точности передачи:

, [2, с.294];

Для косозубых колес при скорости до 10 м/c назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81; при этом =1,0÷1,05 ,[2, с.32].

Рассчитаем коэффициент нагрузки по формуле:

, [2, с.32],

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Принимаем =1,09 (по таблице 3.4), [2, с.39].

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца. Принимаем =1,07 (по таблице 3.5), [2, с.39].

– динамический коэффициент. Принимаем =1,0 (по таблице 3.6), [2, с.40].

Таким образом

Проверим контактные напряжения по формуле:

, [2, с.31];

Перегрузка составила 3%,что является допустимым значением.

Рассчитаем силы, действующие в зацеплении:

окружная: , [2, с.158];

радиальная: , [2, с.158];

где α – угол зацепления в нормальном сечении,

- угол наклона зубьев,

осевая: , [2, с.158];

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба [2, с.46]:

;

где – коэффициент нагрузки,

, [2, с.42],

где – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. Выбираем по таблице(3.7), [2, с.43] = 1,145,

– коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки. Выбираем по таблице(3.8), [2, с.43] = 1,3,

– коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от

эквивалентного числа зубьев :

, [2, с.46];

для шестерни:

для колеса:

Выбираем значения коэффициента по ГОСТ 21354–75 [2 с.42]:

Определяем допускаемое напряжение по формуле:

, [2 с.43],

где – коэффициент безопасности:

,[2 с.43],

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала

зубчатых колес. По таблице(3.9) [2, c.45] = 1,75;

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовок зубчатого колеса. Для поковок и штамповок =1,0 [2 с.44].

=1,75.

По таблице(3.9) [2 с.44] для стали 45 улучшенной при твердости

HB 350 =1,8HB:

для шестерни: =1,8·230 = 414 МПа;

для колеса: =1,8·200 = 360 МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни: МПа;

для колеса: МПа.

Находим отношение :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент по формуле:

- / , [2,с.46],

где - угол наклона делительной линии зуба.

1- 16,6/140 0,881.

Определяем коэффициент по формуле:

, [2, с.47],

где =1,5 – коэффициент торцевого перекрытия ;

n=8 – степень точности зубчатых колес.

.

Проверяем прочность зуба колеса:

Условие прочности выполнено.