44A100L81,5750700
Загальне передавальне число привода
=n 1/n рм
де n 1 - частота обертання валу електродвигуна.
Приймаємо для зубчастої передачі u 1=5, тоді для відкритої передачі
u 2=u/u 1=u/5
Таблиця 2.2 Передаточне число
Передаточне чіслоВаріанти1234Прівода43,821,814,3810.77Редуктора5555Откритой передачі8,764,352,882,15
Аналізуючи отримані значення передавальних чисел робимо вибір на користь варіанту 4 - 4А100L8, оскільки в цьому випадку передавальне число клинопасової передачі потрапляє в рекомендовані кордону (2? 3), а габарити передачі будуть мінімальними
Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Числа обертів валів і кутові швидкості:
1=n дв=700 об/хв w 1=700?/30=73,3 рад/с
n 2=n 1/u 1=700/2,15=325 об/хв w 2=325?/30=34,0 рад/с
n 3=n 2/u 2=325/5,0=65 об/хв w 3=65?/30=6,81 рад/с
Відхилення фактичного значення від заданого? =0% lt; 7%
Потужності передаються валами:
1=P тр=1,34 кВт
P 2=P тр? О.П? пк=1,34 · 0,98 · 0,995=1,31 кВт
P 3=P 2? з.п? пк=1,31 · 0,97 · 0,995=1,26 кВт
P рв=P 3? м? пс=1,26 · 0,98 · 0,99=1,22 кВт
Крутні моменти:
Т 1=P 1/w 1=1340/73,3=18,3 Н · м
Т 2=1310/34,0=38,5 Н · м
Т 3=1260/6,81=185,0 Н · м
Т 4=1220/6,81=180,0 Н · м
Результати розрахунків зводимо в таблицю
Таблиця 2.3 Силові та кінематичні параметри приводу
ВалЧісло обертів об/мінУгловая швидкість рад/секМощность кВтКрутящій момент Н · Мвале електродвігателя70073,31,3418,3Ведущій вал редуктора32534,01,31 38,5Ведомий вал редуктора 656,811,26185,0Рабочій вал 656,811,22 180 , 0
3. Вибір матеріалів зубчастих передач і визначення допустимих напружень
Приймаємо, згідно з рекомендаціями [1c.50], сталь 45:
шестерня: термообробка - покращення - НВ235? 262 [1 c.53],
колесо: термообробка - нормалізація - НВ179? 207.
Середня твердість зубців:
НВ 1ср=(235 + 262)/2=248
НВ 2ср=(179 + 207)/2=193
Допустимі контактні напруги: [?] H=K HL [?] H0
де K HL - коефіцієнт довговічності
HL=(N H0/N) 1/6,
де N H0=1 · 10 липня [1c.55],
=573? L h=573 · 7,85 · 24,5 · 10 3=11,0 · 10 липня.
Так як N gt; N H0, то До HL=1.
[?] H1=1,8HB + 67=1,8 · 248 + 67=513 МПа.
[?] H2=1,8HB + 67=1,8 · 193 + 67=414 МПа.
[?] H=0,45 ([?] H1 + [?] H2)=0,45 (513 + 414)=417 МПа.
Допустимі напруги вигину:
[? ] F=K FL [? ] F0,
де K FL - коефіцієнт довговічності
Так як N gt; N F0=4 · 10 6, то До FL=1.
[?] F01=1,03HB 1=1,03 · 248=255 МПа.
[?] F02=1,03HB 2=1,03 · 193=199 МПа.
[?] F1=1 · 255=255 МПа.
[?] F2=1 · 199=199 МПа.
Таблиця 3.1 Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі
Елемент передачіМарка сталіD пред термоус-бработкаНВ ср? в?- 1 [?] Н [?] FS пред Н/мм 2 Шестерня45125/80Улучш.248600260513255Колесо45-Норм-ія193780335414199
4. Розрахунок закритою циліндричної передачі
Міжосьова відстань
,
де К а=43,0 - для косозубих передач [1c.58],
? ba=0,315 - коефіцієнт ширини колеса,
К Н? =1,0 - для прірабативала коліс.
а w=43,0 (5,0 + 1) [185,0 · 10 3 · 1,0/(417 2 · 5,0 2 · 0,315)] 1/3=132 мм
приймаємо згідно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а w=140 мм.
Модуль зачеплення
gt; 2K m T 2/(d 2 b 2 [?] F),
де K m=5,8 - для косозубих коліс,
d 2 - ділильний діаметр колеса,
2=2awu/(u + 1)=2 · 140 · 5,0/(5,0 +1)=233 ...
