Передмова
Проектування приводу. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу
Джерелом енергії приводу є електродвигун.
Коефіцієнт корисної дії приводу
;
де - ККД муфти (табл.2.1 [1]); - ККД закритої циліндричної передачі; - ККД пасової передачі; - ККД пари підшипників.
Розрахункова потужність двигуна
Вт,
де Рвих – потужність на вихідному валі приводу, Вт.
В табл.А.1 (додаток А) вибираємо за розрахунковою потужністю Рдв.р двигун асинхронний короткозамкнутий серії 4А100S4, закритий продувний потужністю=3,0 кВт з синхронною частотою обертання вала nc=1500 хв-1 і ковзанням s=4,4%.
Номінальна частота обертання вала двигуна:
хв-1;
Визначаємо передаточне число приводу та його ступенів. Передаточне число приводу
З іншого боку
,
де - передаточне число закритої циліндричної передачі, - передаточне число відкритої передачі.
Призначаємо передаточне число одноступеневого редуктора, з стандартного ряду (табл.2.2) 4,5 , а розрахункове передаточне число відкритої передачі визначаємо
,
найближче е значення . Величина відхилення дорівнює .0.682%. Остаточно приймаємо : .
Кутова швидкість і крутний момент на валу двигуна
nдв=1434 хв-1;
с-1;
Нм.
Перший вал (швидкохідний вал редуктора)
1; с-1;
Вт;
Нм.
Другий вал (тихохідний вал редуктора)
; с-1;
Вт;
Нм.
Третій вал (вихідний вал приводу)
с-1;
Нм;
Нм.
Результати обчислень зводимо у таблицю 2.1
Таблиця 2.1 – Результати розрахунку приводу
№ вала | п , хв-1 | , с-1 | Т , Нм
дв | 1434 | 150.168 | 18.904
1 | 512.14 | 53.631 | 49.783
2 | 113.81 | 11.92 | 215.13
3 | 113.81 | 11.92 | 210.849
2.2 Вибір матеріалів зубчастих коліс і розрахунок
допустимих напружень
Для виготовлення колеса і шестірні беремо однакову сталь марки 45 (табл.3.1,). Термообробка – поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:
для шестірні – Н=270НВ, 580МПа,850МПа;
для колеса - Н=240НВ, 450МПа,750МПа.
У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою (3.1)
,
де- границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань NНО.
Базу випробувань NНО – визначаємо за формулою (3.2)
;
.
Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,):
для шестірні =2ННВ+70=2270+70=610 МПа;
для колеса =2ННВ+70=2240+70=550 МПа.
Коефіцієнт довговічності ZN обчислюємо за формулою (3.3):
для зубців шестірні
;
для зубців колеса
.
Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі
.
Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4, а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою
;
,
де h – термін служби передачі в годинах; n – частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і – число одночасних зубчастих зачеплень.
Тоді
;
.
Так як для шестірні і колеса NНО NНЕ , то беремо ZN1= ZN2=1;
Коефіцієнт ZR беремо рівним ZR=0,95, при шорсткості поверхні зубців Rа=(2,5…1,25).
Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса
МПа;
МПа.
Тоді розрахункові контактні напруження
МПа
Необхідна умов виконується
МПа
Граничне допустиме контактне напруження
МПа;
МПа,
де - границя текучості при розтягу.
У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою (3.6)
,
де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань NFO = 4106, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7:
для шестірні МПа;
для колеса МПа.
Коефіцієнт довговічності
; ,
де NFE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі
;
.
Так як NFO<NFE, то беремо YN1=YN2=1.
Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності SF =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні YR=1(якщо Rz<40 мкм)
МПа; МПа.
Граничні допустимі напруження на згин
Для шестірні МПа; МПа.
Для колеса МПа; МПа.
2.3 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі
Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:
- розрахункове діюче навантаження Т1=49.783 Нм;
- передаточне число передачі u=4,5;
- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса 0,315 ;
- типовий режим роботи передачі – середній нормальний (СН) та строк служби h=10000 год;
- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.
Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визначаємо міжцентрову відстань
мм,
де =430 МПа1/3 для косозубих передач; коефіцієнтом , значення якого визначаємо за табл.3.13 в залежності від схеми розміщення коліс на валах і коефіцієнта . При симетричному розташуванні коліс між опорами вала =1,027.
Обчислену міжцентрову відстань округлюємо до найближчого стандартного значення (ГОСТ 2144-76). Беремо =160 мм.
Визначаємо модуль зубців зубчастих коліс.
мм.
Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80 mп=2,0 мм.
Ширина зубчастого вінця колеса:
мм.
Ширина зубчастого вінця шестірні b1 береться більшою
мм.
Попереднє значення кута нахилу зубців =150.
Попередньо визначаємо за формулою
.
Результат округлюємо до найближчого цілого числа . Число зубців колеса рівне . Отримане число округлюємо до .
Після визначення і уточнюємо передаточне число u
.
Перевіряємо відхилення фактичного передаточного числа від розрахункового
.
Кінцеве значення кута нахилу зубців визначаємо за формулою:
.
Визначення конструктивних розмірів зубчастих коліс. Базові параметри вихідного контуру: кут профілю =20; коефіцієнт висоти головки зубця = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця = 1,25; коефіцієнт радіального зазору с*=0,25.
Розміри зубців косозубої передачі, виконаної без зміщення (нульова передача), визначаємо за формулами:
висота головки зубця
мм;
висота ніжки зубця
мм;
висота зубця
мм;
Розміри зубчастих коліс:
діаметр ділильного кола шестірні
мм;
діаметр ділильного кола колеса
мм;
діаметри кіл вершин
мм; мм;.
діаметри кіл впадин
мм;
мм;
коефіцієнт перекриття у косозубій нульовій передачі при
.
Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині. Колова швидкість у зачепленні
м/с.
При такій швидкості для косозубих коліс необхідно прийняти 9-у ступінь точності (табл.3.12).
Сили у зачепленні. Колова сила
Н.
Осьова сила
Н.
Радіальна сила
Н.
Питома колова сила
Н/мм.
Значення КН наведені у табл.3.11 [1]. При м/с і 9-ій ступені точності КН=1,16. За табл.3.13 [1] КН=1,027. Для косозубої передачі з твердістю зубців Н1 і Н2 < 350 НВ і м/с ([1]) КН =1,05.
Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців
;
МПа.
Тут параметри мають такі значення: ZЕ =275 МПа1/2 - для стальних зубчастих коліс;
,
де ;
- для косозубих передач, при.
.
Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила
Н/мм.
За табл.3.14 [1] при
