1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
1) Общий КПД привода находим по формуле: об = 1 х 2 х 32 , где
 1=0,98 – КПД зубчатой передачи;
 2=0,99 – КПД пары подшипников качения;
 3=0,93 – КПД цепной передачи;
Значит получаем  об = 0,98х0,93х0,992 =0,89;
Значения КПД механических передач взяты из [1], табл. 1.1., стр. 5
2) Требуемую мощность электродвигателя находим по формуле:
Pэдтр 
Pвых
общ

18
 20, 22
0,89
Pэд  0,95 Pэдтр
Выбираем электродвигатель в соответствии с табличными значениями по
ГОСТ 19523-81, см [1], приложения, П1., стр. 390.
Выбранная мощность 22кВт (22>20,22). В соответствии с этим выбираем
электродвигатель асинхронный серии 4А : 180S4 (S=2,0; Tп/Тн=1,4)
nном  пс 1  s   1500 1  2 / 100   1470 об/мин
3. Определение передаточных чисел всех передач, входящих в привод.
iобщ 
nном 1470

 14, 7
nвых 100
Выбираем для зубчатой передачи стандартное значения по ГОСТ 2185-66
iзуб .перд  4
Следовательно:
iцеп 
iобщ
iзуб .пер

14, 7
 3, 68
4
2. Tдв -вращающийся момент на валу двигателя
Tдв 
дв 
Рэд
дв
  пдв
30

3,14  1470
 153,9 рад/с
30
20,22  103
Tдв 
 131,4 Н/м
153,9
Входной вал:
Т1  Т дв  131,4 H/м
1  эд  153,9 рад/с
п1  пэд  1470 об/мин
Р1  Т1  1  131,4  153,9  20,22кВт
Выходной вал редуктора:
Т 2  Т1  i ред 1 2  131,4  4  0.98  0.99  509.94 H/м
1
2 
п2 
i ред

153,9
 38,48 рад/с
4
п1 1470

 367,5 об/мин
і ред
4
Р2  Т 2  2  509,94  38,48  19,62кВт
2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ:
Выбор материала для зубчатых колес:
Марка
стали
40Х
Диаметр
заготовки,
мм
Предел
прочности,
в, МПа
Предел
текучести,
т, МПа
Твердость
НВ (средняя)
До 120
Св. 160
930
830
690
540
270
245
Термообработка
Улучшение
Допускаемое контактное напряжение определяют при проектировочном
расчете по формуле
 K
 Н   lim b HL
 SH 
Здесь H lim b, — предел контактной выносливости при базовом числе циклов
(значения H lim b, указаны в табл. 3.2 [1]);
Способ термохимической
обработки зубьев
Нормализация или
улучшение
Средняя твердость
поверхностей зубьев
НВ < 350
Сталь
Углеродистая и
легированная
H lim b,
МПа
2 НВ + 70
H lim b1=2∙270+70=610МПа
H lim b2=2∙245+70=560МПа
КHL — коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого
зуба колеса больше базового, то принимают KHL = 1.
K HL1,2 
6
N HO1,2
N HE1,2
 1,
но  2,6 при SH = 1,1;
NHO - базовое число циклов перемены напряжений
N HG1, 2  30  HB12,,24  HB13, 2  120  10 6
N HO1   270   19.7 106
3
N HО 2   245  14.7  106
3
При постоянном режиме нагрузки расчетное число циклов напряжений
N HE 1,2  60cn1, 2t ,
где
c - число
зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого
одноступенчатого редуктора с = 1);
n1, 2 - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого
определяют допускаемые напряжения, об/мин;
t – время работы передачи (ресурс) в часах;
t = Lh=  24  Ксут  365  К год  L  24  0.2  365  0.5  10  8760
N HЕ1  60 11470  8760  772 106
N HЕ 2  60 1 367,5  8760  193,2  107
Так как N HЕ1,2  N HО1,2 , то принимаем K HL1,2  1.
SH - коэффициент безопасности; для колес из нормализованной и улучшенной
стали, а также при объемной закалке принимают [SH = 1,11,2;
 Н 1  
610 1
 554,5 МПа
1,1
560 1
 509,1 МПа
1,1
Для не прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение
 Н 2  
[н] = 0,45 ([Н1] + Н2])=0,45(554,5+509,1)=478,62
после определения этих величин следует проверить выполнение условия:
Н]  1,23 Н min=1,23*509,1=626,1МПа
Условие выполнено
3. РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС
НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ
Расчет зубьев на изгибную выносливость выполняют отдельно для зубьев
шестерни и колеса, для которых вычисляют допускаемые напряжения изгиба по
формуле [1]
 F 1, 2 
 F lim1,2
S F 1,2
 К FL1,2 ,
где  F lim1,2 - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба, значения
которого приведены в табл;
Значения предела выносливости при
отнулевом цикле изгиба оF lim b и коэффициент а безопасности SF
Марка стали
40Х,
Твердость зубьев
На
В
Термическая или термохимическая
поверхности сердцевине
обработка
оF lim b,
МПа
 SF 
Нормализация, улучшение
1,8 НВ
1,75
НВ 180-350
 F lim1  F 0  = 1,8*270 = 486МПа
 F lim 2  F 0  = 1,8*245= 441МПа
SF - коэффициент безопасности, рекомендуют (смотри табл.); SF =1,75
KFL - коэффициент долговечности, методика расчета которого аналогична
расчету (смотри выше).
К FL1,2  6
К FL1,2  6
N FO
1 ,
N FE1,2
N FG
 1 , но  2,6 .
N FE1,2
Рекомендуют принимать для всех сталей N FG  4  10 6 . При постоянном
режиме нагружения передачи
N FE1,2  60  c  n1,2  t .
N FЕ1  60 11470  8760  772  106
N FЕ 2  60 1 367,5  8760  193,2 107
Так как N FE1,2  N FG то принимаем YN1,2 =1.
 F 1 
486
 1  278 МПа
1.75
 F 2 
441
 1  255 МПа
1.75
4. РАСЧЕТ МЕЖОСЕВОГО РАССТОЯНИЯ:
a w  K a (u  1) 3
T 2K H β
[σ H ]2 u 2 ψ ba
Для косозубых и шевронных передач Ка = 43,0.
КН — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по ширине венца. При проектировании закрытых зубчатых передач
редукторного типа принимают значения KH = 1,1по табл. 3.1.
При проектировании редукторов обычно задаются величиной ba = b / a;
для шевронных ba = 0,51,0 принимаем 0,8
509.94  1.1
aW  43 4  1 3
 123,88 мм
478.622  42  0,8
Принимаем по ГОСТ2185-66 aW =125мм
5. Модуль зацепления
mn  (0,01  0,02)a w  1,25  2,5
Принимаем по ГОСТ9563-60 mn  2 мм
6. Количество зубьев шестерни и колеса, значение угла наклона
зубьев
z 
2a w cosβ
mn
Угол наклона линии зуба  принимают для косозубых для шевронных
 = 2540о принимаем предварительно 30
z 
z1 
2a w cosβ 2  125  cos30

 108
mn
2
z
108

 21,6 принимаем 22
i 1 4 1
z2  z1  i  22  4  88
Уточненное значение cosβ
cosβ 
(z1  z2 )mn  22  88

2  0.88
2a w
2 125
  28o21'
Уточняем передаточное число:
i
z2 88

4
z1 22
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным отношением не
превышает 2,5 % условие выполнено и составляет 0%
Проверка межосевого расстояния:
aw 
z1  z2
88  22
 mn 
 2  125 мм
2  cos 
2  0.88
Условие выполняется
 ba 
2.5  mn
2.5  2

 0.045 Условие выполняется.
aw  cos  125  0.88
Ширина зубчатого венца:
Для колеса b2  ψba a w  0,8  125  100 мм
Для шестерни b1  b2   5...10  = 100 + 5 = 105 мм
Расчет диаметров шестерни и колеса зубчатой передачи:
Шестерни:
d1 
mn
2
z1 
 22  50 мм
cosβ
0,88
da1  d1  2mn  50  2  2  54мм
d f 1  d1  2.5  mn  50  2.5  2  45 мм
Колеса:
d2 
mn
2
z2 
 88  200 мм
cosβ
0,88
da1  d1  2mn  200  2  2  204мм
d f 1  d1  2.5  mn  200  2.5  2  195 мм
Окружная скорость шестерни:
V
 d1  n1
60  1000

3.14  50  1470
 3.85 м/с
60000
Степень точности передачи принимаем по ГОСТ 8
Уточняем коэффициент перегрузки:
KH  KHβKHaKHV  1,14  1,09  1  1,243
KHβ  1.14 при  bd 
b 100

 2 и HB  350 табл.3.5 (1)
d1 50
KHa  1,09 при 8ст и скорости до 5м/с
KHV  1
Проверка величины расчетного контактного напряжения:
3
270 T 2K H (u  1)3 270 509,94 10   4  1
σH 

 480,59 МПа
aw
b 2u 2
125
100  4
3
Перегрузка составляет
 Н   Н 
 100%  0,411  5% условие выполнено
 Н 
Силы, действующие в зацеплении
Ft 
2T 1 2  131,4

 5256 Н
d1
0,05
Fr  Ft
tg20
tg 20
 5256
 2173.9 H
cosβ
0.88
Fa  F ttgβ =2836.89
РАСЧЕТ ЗУБЬЕВ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ КОЛЕС
НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ
Формула для проверочного расчета зубьев на выносливость по
напряжениям изгиба имеет вид (см. ГОСТ 21354-75)
FK
t F YF YβKFα
σF 
bmn
 [σF ]
Для зубчатых колес, выполненных без смещения, YF имеет следующие
значения :
zυ1 
z1
=32.3
cos3β
YF1=3.75
zυ2 
z2
=129
cos3β
YF1=3.6
 F1   278  74.06
YF 1
3.75
 F 2   252  68.8
YF 2
3.6
Коэффициент нагрузки КF = 1.32*1.3= 1.72 представляет собой
произведение двух коэффициентов: КF,= 1.32 учитывающего неравномерность
распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки),
и KFv= 1.3 учитывающего динамическое действие нагрузки (коэффициент
динамичности).
Коэффициент Y введен для компенсации погрешности, возникающей изза применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.
Этот коэффициент определяют по формуле
Yβ 1
β
=0.8
140
Коэффициент KF учитывает неравномерность распределения нагрузки
между зубьями. Для узких зубчатых колес, у которых коэффициент осевого
перекрытия
 
b  tg  100  tg 28o 21'

 8.54
  mn
3.14  2
При   1 этот коэффициент определяют по формуле
4  (ε a  1)(n  5)
4εα
где  - коэффициент торцевого перекрытия;
n — степень точности зубчатых колес. При учебном проектировании можно
принимать среднее значение  = 1,5 и степень точности 8-ю; тогда
KF = 0,92;
b - ширина венца того зубчатого колеса, зубья которого проверяют на изгиб.
KFα 
σF2 
5256  1.72  0.8  0,92  3,6
 119  252 условие выполнено
100  2
РАСЧЕТ ВАЛОВ :
Диаметр вала по элемент открытой передачи:
d1  3
T  1000 3 131,4 1000

 37,97 мм
0.2   K
0.2  12
d1 = (0.8...1.2)d1(дв),
Так как редуктор присоединяется к электродвигателю через муфту нужно
согласовать диаметры валов электродвигателя и редуктора, учитывая выше
сказанное принимаем
диаметр вала редуктора
равным диаметру вала
электродвигателя 48 мм.
Диаметр вала под подшипник и уплотнение:
d4 = d2 = d1 + 2t =48+2*2,5=53мм
принимаем 55мм
Длина l2  1.5 d2 = 1,5*55 = 82мм
Диаметр упорного буртика подшипника
d3 = d2 + 3.2r=55+3,2*3=65мм
Рис.3.1 б
Диаметр вала по элемент открытой передачи:
d1  3
T  1000 3 509,94  1000

 55,4 мм
0.2   K
0.2  15
Принимаем 55мм
Диаметр вала под подшипник:
d4 = d2 = d1 + 2t =55+2*5=65мм
принимаем 65мм
Длина l2  1.5 d2 = 1,25*65 = 80мм
Диаметр упорного буртика подшипника, его же применяем как диаметр под
колесо:
d3 = d2 + 3.2r=65+3,2*3=75мм
Диаметр упорного буртика колеса:
d5 = d3 + 3f = 75+3*2=81мм