bgcolor=white>
0,3 М н
В В В В В В В
1,2 М н М н <В
0,6 М н
0,003 Т 0,5 Т 0,4 Т
В
В
Т
В
1. Вибір електродвигуна
Обчислимо загальний ККД редуктора:
В
З таблиці. 1.1 [1] вибираємо:
- зубчаста передача в закритому корпусі з циліндричними колесами
- втрати на тертя в опорах кожного вала
- коефіцієнт
n = 2 - Число валів
В
Необхідна потужність електродвигуна:
В
Частота обертання вала електродвигуна:
В
З каталогу (П.1. [1]) вибираємо асинхронний електродвигун серії 4А, закритий обдувається за ГОСТ 19523-81 - 4А280 S 2 , з номінальною потужністю N = 110 кВт і частотою обертання n c = 3000 об/хв. p> Ковзання s = 2%
Перевантаження по потужності:
В
Перевантаження по потужності немає.
Визначимо значення потужностей, кутових швидкостей і крутних моментів на валах:
Вал 1 - вал електродвигуна
N 1 = 99,93 кВт; n 1 = 2925 об/хв
Кутова швидкість:
Крутний момент:
Вал 2 - вихідний вал
N 2 = N 1 x О· 1 = 99,93 x 0,97 = 96,93 кВт
n 2 = n 1 /U p = 2925/4,5 = 650 об/хв
Кутова швидкість:
Крутний момент:
2. Розрахунок зубчастої передачі
Вибір матеріалів шестерні - колеса.
Для забезпечення передачі вибираємо з табл. 3.3 [1] матеріали:
для шестерні - Сталь 40Х, Пѓ В = 780 Мпа; Пѓ Т = 440 Мпа; HB 1 230; термообробка - поліпшення
для колеса - Сталь 40Х, Пѓ В = 690 Мпа; Пѓ Т = 340 Мпа; HB 2 200; термообробка - нормалізація.
Обчислюємо межі витривалості:
В В
N HO - базове число циклів навантаження колеса для розрахунку по контактним напруженням при твердості ≤ HB 230
N HO = 1,0 х 10 7
Еквівалентне число циклів навантаження N У визначимо відповідно до графіка навантаження:
З графіка навантаження слід:
M max = 1,2 Mн; М II = 0,6 Мн; М III = 0,3 Мн;
t max = 0,003 T; t II = 0,1 T; t III = 0,4 T;
n max = n 1 ; M I = M Н ; t I = 0.5T; n I = n II = n III = n 1
Допустиме контактне напруження для матеріалів зубчастих коліс передачі:
В
- де коефіцієнт режиму при розрахунку на контактну міцність
В
Так як N y > 10 7 , то k pk = 1
В
В
Момент на валу шестерні:
В
Коефіцієнт навантаження для симетричного розташування шестерні попередньо приймемо k = 1,3.
З умови контактної міцності для косозубих коліс ОЁа = 0,315; k П = 1,4; міжосьова відстань обчислимо за формулою:
В
За ГОСТ 2185-66 це значення a П‰ округлюється до найближчого стандартного a П‰ = 400 мм.
Розрахунок геометричних параметрів зубчастих коліс.
Нормальний модуль m n вибирається з ряду стандартних модулів по ГОСТ 9563-60 з інтервалу m n = (0,010-0,020) a П‰
m n = (0,010-0,020) х 400 = 4-8мм
Приймаємо по ГОСТ 9563-60 m n = 6мм.
Якщо попередньо прийняти, що кут нахилу зуба ОІ = 10 0 , то сумарне число зубів шестерні і колеса обчислимо за формулою:
В В
;
Передаточне відношення відрізняється від стандартного (U = 4,5) на 0,89%, що менше допустимого 2,5%.
Щоб a П‰ залишалося стандартним, обчислюємо уточнене значення кута нахилу зубів:
В
ОІ = arccos 0,98 = 10 0 73 I
Основні розміри шестерні і колеса.
Обчислимо діаметри ділильних кіл:
- шестірні:
- колеса:
Перевіряємо міжосьова відстань:
В
Діаметри кіл вершин:
- шестірні:
- колеса:
Діаметри кіл западин зубів:
- шестірні:
- колеса:
Ширина вінця зубів колеса:
В
Ширина вінця зубів шестерні:
В...
