9550 = 32,09 (Н Г— м).
7) крутний момент для колеса:
В
Т 2 = (2,3/171,9) * 9550 = 127,77 (Н Г— м).
8) фактичне значення передавального числа:
u = n е /n 2
u = 720/171, 9 = 4,18
По 2 параметрами Р 1 і n 1 вибираємо електродвигун: реверсивний чотирьох полюсної асинхронний двигун трифазного струму в закритому виконанні.
Потужність двигуна повинна бути більше або дорівнює необхідної потужності двигуна: Р дв > Р тр = 3 кВт
Таким умовам задовольняє електродвигун 4А112МВ8УЗ.
Р дв = 3 (кВт); n = 720 (об/хв).
2.Расчет зубчастої передачі
2.1 Вибір матеріалу зубчастих коліс і виду термообробки
Вибір матеріалу зубчастих коліс обумовлюється необхідністю забезпечення достатньої контактної і згинальної міцності зубів.
Основним матеріалом для виготовлення зубчастих коліс силових передач служить легована або вуглецева сталі.
Сталеві зубчасті колеса, як правило, піддають термообробці: загартуванню, поліпшенню, нормалізації, регламентується різними температурними режимами і способами охолодження. Залежно від твердості робочих поверхонь зубів після термообробки зубчасті колеса можна умовно розділити на 2 групи:
1.Колеса з твердістю ВЈ 350 НВ (Піддаються нормалізації або поліпшення). p> 2.Колеса з твердістю> 350 НВ (загартування, цементація - гартування, азотування).
Критерій вибору: якщо потужність двигуна до 5 кВт, то призначають марку сталі Ст 45 з твердістю 167 НВ Г· 350 НВ.
Якщо твердість робочих поверхонь зубів колеса менше 350 НВ, то в цілях вирівнювання довговічності зубів, шестерні і колеса, прискорення їх підробітки і підвищення опірності заїдання, твердість зубів шестерні завжди призначається більше твердості зубів колеса на 20 Г· 50 НВ.
Для шестерні беремо Ст 45 і твердість 250 НВ, для колеса - Ст 45 і твердість 200 НВ. Приймаємо значення межі міцності s в = 780 МПа, межі текучості s т = 440 МПа (Для шестерні значення 590 і 300 відповідно), (стор.6 з [2])
2.2 Визначення допустимих напружень
2.2.1 Допустиме контактне напруження визначається окремо для шестерні і колеса за формулою:
В
Де s н О‡ lim b - межа контактної витривалості зубів, відповідний базового числа циклів зміни напруг, МПа.
S н - коефіцієнт безпеки.
КНL - коефіцієнт довговічності.
КНL = 1; S н = 1,1.
s H 2 О‡ lim b = 2 Г— НВ + 70 = 2 Г— 250 + 70 = 570 (МПа);
s H2 О‡ lim b = 2 Г— НВ + 70 = 2 Г— 200 + 70 = 470 (МПа). (Стор. 7,8 з [2])
Допустимі контактні напруги для шестірні і колеса рівні:
[s H 1 ] = (570/1, 1) * 1 = 518 (МПа);
[s H 2 ] = (470/1, 1) * 1 = 427 (МПа).
Для шевронной передачі за допустиме контактне напруження приймають умовне напруга, що допускається:
[s H ] = 0,45 * (518 + 427) = 425 (МПа).
В
2.2.2 Допустиме напруга вигину визначається за формулою:
В
Де s H О‡ lim b - межа витривалості зубів при згині, МПа.
S F - коефіцієнт безпеки при вигині.
КFL - коефіцієнт довговічності при згині.
КFL = 1; S F = 1,75. (Стор.8 з [2])
В
s F1 О‡ lim b = 1,8 * 250 = 450 (МПа)
s F2 О‡ lim b = 1,8 * 200 = 360 (МПа). (Стор.8 з [2])
[s F 1 ] = 450/1, 75 = 257 (МПа)
[s F 2 ] = 360/1, 75 = 205 (МПа).
2.3 Попередній вибір кута нахилу зубів для шевронной передачі
Застосовувані в потужних редукторах шевронні зубчасті колеса не передають на підшипники осьові навантаження, тому для них можна приймати ОІ = 25 ... 40 . Вибираємо кут нахилу 30 . (Стор.9 з [2])
2.4 Вибір коефіцієнта ширини зубчастих коліс
Значення коефіцієнта ширини зубчастих коліс Y bd вибирають у відповідності з розташуванням зубчастого колеса щодо опор валу і твердістю робочих поверхонь зубів.
В
Для наших умов (Твердість поверхні зубів менше 350НВ, симетричне розташування зубчастих коліс щодо опор) приймаємо значення Y bd = 1,2. (Стор.9 з [2])
2.5 Проектувальний розрахунок зубчастої передачі на контактну витривалість
2.5.1Определяем попереднє значення поч...
