Параметр Электродвигатель

2. Расчет открытой ременной передачи

При Р_ном= P₁ = 3 кВт и n_ном= 700 об/мин - принимаем клиновой ремень нормального сечения Б.

d₁ = 140 мм (расчетный диаметр ведущего шкива)

Диаметр ведомогошкива:

Расчетная длина ремня: мм

Значение межосевого расстояния по стандартной длине:

Угол обхвата ремнем ведущего шкива:

Число клиновых ремней:

Сила предварительного натяжения:

Сила натяжения ведомой ветви:

F₂=F₀ =199,8– = 101,8H

Сила давления ремней на вал:

σ_max= σ₁+σ_и+σ_v≤[σ_p] = 10 Н/мм²,

σ₁=F₀/А+ F₁/(2zА), σ₁=199,8/138 +297,8/(2*3*138)=1,45+0,71=2,16 , А=138мм­²;

σ_и=Е_и*h/d₁,σ_и=80*10,5/140=840/140=6(Н/мм²), где Е_и – модуль продольной упругости при изгибе, Е_и=80 мм²;

σ_v=ρ*V²*10^-6, ρ=1250 кг/мм³ , σ_v= 1250*(5,1)²*10^-6=0,03(Н/мм²);

3. Расчёт передачи редуктора.

3.1. Выбор твердости, термообработки, материала колес.

Выбираемматериал: сталь 40Х.

Термообработка - улучшение.
Интервал твердости зубьев шестерни: НВ₁ = 269…302
Интервал твердости зубьев колеса: НВ₂ = 235…262
Средняя твердостьдля шестерни: НВ_1ср=285,5
Средняя твердость для колеса: НВ_2ср= 248,5
Механические характеристики стали для шестерни:
_в = 900 Н/мм², _-1 = 410 Н/мм² , _т = 750 Н/мм²
Механические характеристики стали для колеса:
_в = 790 Н/мм², _-1 = 375 Н/мм² , _т = 640 Н/мм²
Предельное значение диаметра и толщины обода или диска шестерни:
D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм
Предельное значение диаметра и толщины обода или диска колеса:
D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм

3.2. Определение допускаемых напряжений.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_HO1 = 25 млн. циклов,
N₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168млн. циклов
т.к. N₁ >N_HO1 , тоК_НL1 = 1
К_НL= 1, т.к. К_НL< 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 16,5млн. циклов,
N₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47млн. циклов
т.к. N₂ >N_HO2 , то К_НL2 = 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[]_H1= К_НL1 * []_HО1
[]_HО1 = 1,8 * НВ_ср1 + 67 = 1,8 *285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²
[]_H1 = 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²
Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:
[]_H2= К_НL2 * []_HО2
[]_HО2 = 1,8 * НВ_ср2 + 67 = 1,8 *248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²
[]_H2= 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²
Допускаемое контактное напряжение для передачи:
[]_H= min ([]_H2, []_H1) = 514,3 Н/мм²


Определение допускаемых напряжений изгиба.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

N_FO1 = 4 млн. циклов,
N₁ = 573 ω₁L_h = 573* 24,4 *12000 = 168 млн. циклов
т.к. N₁ >N_FO1 , тоК_FL1 = 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

N_HO2 = 4 млн. циклов,
N₂ = 573 ω₂L_h = 573* 6,8 *12000 = 47 млн. циклов
т.к. N₂ >N_FO2 , то К_FL2 = 1

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев шестерни:

[]_F1 = К_FL1 * []_FО1
[]_FО1 = 1,03 * НВ_ср1 = 1,03 *285,5 = 294,1 Н/мм²
[]_F1 = 1* 293,55= 294,1 Н/мм²

Допускаемое напряжение на изгиб для зубьев колеса:

[]_F2= К_FL2 * []_FО2
[]_FО2 = 1,03 * НВ_ср2 = 1,03 *248,5 = 255,96 Н/мм²
[]_F2= 255,96= 255,96 Н/мм²

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термооб- работка	HB1cp	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред		HB2cp	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	Улучшение	285,5	900	410	580,9	294,1
Колесо	40Х	125	Улучшение	248,5	790	375	514,3	255,96

3.3. Проектный расчёт зубчатой передачи редуктора.

Межосевое расстояние:

К_а- вспомогательный коэффициент, для прямозубой передачи К_а = 43
ψ_а = 0,3 коэффициент ширины венца колеса для шестерни
U = 3,59 передаточное число редуктора
Т₂ = 388.15Н·м вращающий момент на тихоходном валу
[]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом
К_Нβ = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба

а_w = 130мм (стандарт)

Модуль зацепления:

K_m= 5,8 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач
мм - делительный диаметр колеса
b₂ = ψ_a · а_w = 0,3 * 130 = 39 =40мм - ширина венца колеса
[]_F= 255,96 Н/мм²- допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом
мм
мм (гост)

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

_{Принимаем}

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Определяем фактическое межосевое расстояние:
мм
Определяем фактические основные параметры передачи:

Диаметр делительной окружности шестерни:

мм
Диаметр делительной окружности колеса:
мм
Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
мм
мм

Диаметры впадин шестерни и колеса:

мм
мм
Ширина венца колеса и шестерни:
мм
мм

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный	56	204
	Вершин зубьев	60	208
	Впадин зубьев	51,2	203,2
Ширина венца		44	40

3.4. Проверочный расчет редуктора

1.Межосевое расстояние:

мм

2. Диаметр заготовки шестерни:

D_пред= 125 мм, D_заг= d_a1+6 мм, D_заг= 60+6=66 мм
D_заг D_пред;66 125 - удовлетворяется неравенство
S_пред =125мм, толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂ +4 мм,
S_заг= 40+4=44 (мм).
S_заг S_пред;44≤125 -удовлетворяется неравенство

3. Контактные напряжения зубьев:

К = 436 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач
Н - окружная сила в зацеплении
К_Нα = 1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями
К_Нβ = 1- коэффициент неравномерности нагрузки зуба
К_НV= 1,04- коэффициент динамической нагрузки
[Н/мм²] _{(перегруз передачи)}

4. Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

Y_F2 = 3,6 - коэффициент формы зуба колеса
_{= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба}

5. Проверка напряжения изгиба зубьев шестерни:

Y_F1 =3,8 - коэффициент учитывающий форму зуба шестерни



_{Проектный расчет}

Download 344,33 Kb.

Do'stlaringiz bilan baham: