ра uред=2,41
Знаючи uред обчислюємо передавальне число відкритої зубчастої передачі.
Uозп=U/Uр.п. (1.7)
, 633/4=2,41
Визначення силових і кінематичних параметрів приводу
Силові (потужність і крутний момент) і кінематичні (частота обертання і кутова швидкість) параметри приводу розраховують на валах виходячи з необхідної (розрахункової) потужності двигуна Рдвіг. і його необхідної частоти обертання nтреб.
Визначаємо потужність на кожному валу привода:
Р1=Рдвіг (1.8)
Р1=5,5 кВт
Р=Р1 ?? рем.п. ?? п.п (1.9)
Р=5,5? 0,95? 0,99=5,2 кВт
Р3=Р2 ?? з.з.п. ? ? п.п (1.10)
Р3=5,2? 0,96? 0,99=5 кВт
Визначаємо частоту обертання кожного вала:
n1=nдвіг (1.11)
n1=.1445мін - 1
n2=n1/Uр.п. (1.12)
n2== n2/Uозп. (1.13)
Визначаємо кутові швидкості кожного вала:
? 1=(1.14)
? 1=
? 2=(1.15)
? 2=
? 3=(1.16)
? 3=с - 1
Визначаємо обертаючі моменти на кожному валу:
Т (1.17)
Т
Т (1.18)
Т
Т (1.19)
Т
Таблиця 1.1-Силові та кінематичні параметри приводу
ВалМощность Р, кВтЧастота обертання Кутова швидкість
Обертаючий момент
Т, Нм15,51445151,24336,425,2361,3381373515016312,5
Висновок: Аналіз силових і кінематичних розрахункових параметрів, наведених у таблиці 1.1 показує, що проектований привід забезпечує значення заданих вихідних параметрів, Рвих. і nвих. відповідних технічним завданням.
Розрахунок закритою прямозубой циліндричної передачі
. Шестерня, 2. Колесо
Малюнок 2.1-Схема передачі
Завдання розрахунку
вибір матеріалів і виду термообробки зубчастих коліс передачі;
визначення геометричних параметрів передачі;
визначення сил в зачепленні;
виконання перевірочного розрахунку за критеріями працездатності.
Дані для розрахунку
Вихідними даними для розрахунку є силові і кінематичні параметри передачі, наведені в таблиці 2.1.
Таблиця 2.1 - Силові та кінематичні параметри редуктора
ВалМощность Р, кВтЧастота обертання Кутова швидкість
Обертаючий момент
Т, Нм25,2361,3381373515016312,5
Умови розрахунку
Надійна робота закритою зубчастої передачі забезпечена при дотриманні умов міцності по контактним напруженням і напруженням вигину.
, (2.1)
де і - відповідно розрахункові контактні і ізгібние напруг проектованої передачі;
і - відповідно допускаються контактне та згинальної напруги матеріалів коліс.
Допускаемая недовантаження передачі - не більше 10% і перевантаження
до 5%. (2.2)
(2.3)
Розрахунок зубчастої передачі
В умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва, передбаченого технічними завданнями на курсове проектування, в мало- і средненагруженних передачах, а також у відкритих передачах застосовують зубчасті колеса з твердістю стали 350 НВ. При цьому забезпечується чистове нарізування зубів після термообробки, висока точність виготовлення і хороша прірабативаемость зубів.
Для збільшення навантажувальної здатності передачі, зменшення її габаритів твердість шестерні НВ1 призначається більше твердості колеса НВ2
НВ1=НВ2 + (20-50) (2.4)
Вибір матеріалів для виготовлення зубчастих коліс
Так як потужність приводу менше 10 кВт, то за рекомендаціями вибираємо для виготовлення зубчастих коліс редуктора сталеві зубчасті колеса з твердістю 350НВ (НВ 350). Приймаються матеріал: для колеса - сталь 40Х, термообробка - покращення, твердість серцевини - 235НВ, твердість на поверхні - 261НВ.
НВср.=(235 + 261)/2=248
Для шестерні - 40Х, термообробка - покращення, твердість серцевини - 268НВ, твердість на поверхні - 302НВ.
НВср.=(268 + 302)/2=285
НВ1=285 gt; НВ2=248 на 37 одиниць, тобто умова (2.4) виконується.
Визначення допустимі контактні напруги і допустимі напруження згину
Визначаємо величину допустимих напружень в залежності від твердості:
=1,8НВср + 67Н/мм2 (2.5)
Враховуючи, що термін служби приводу 3 роки, при...
