Вихідні дані для проектування
Вихідна потужність Р вих = 1,1 кВт; число обертів вихідного вала n вих = 35; режим роботи - важкий; термін служби приводу - 3 роки (Робочих днів - 300, одна зміна триває 8 годин, число змін роботи - 3); передавальне число редуктора U р = 14; перша ступінь редуктора - прямозубая; розробити робочий креслення більшого шківа клинопасової передачі.
1. Вибір електродвигуна (ЕД) та розрахунок основних параметрів для всіх ступенів передачі
1) Потужність на валу електродвигуна передається всім приводом, що складається з клиноремінною передачі і редуктора. Її значення визначаємо за потрібної потужності:
де Р - необхідна потужність електродвигуна, кВт
Р вих - Необхідна потужність на вихідному валу приводу, кВт
h заг - загальний ККД приводу,
де h 12 , h 34 , h 56 - ККД першої, другої і третьої ступені привода відповідно.
В Відповідно до рекомендацій с. 3 [1] приймаємо:
h 12 = 0,96
h 34 = h 56 = 0,98
Тоді:
кВт
За табл. 1.1 (С. 4, [1]) приймаємо асинхронний короткозамкнений обдувається двигун 4А80В4У3 з синхронною частотою обертання 1500 об/хв, потужністю Р дв = 1,5 кВт і асинхронної частотою 1415 об/хв.
2) Передавальне число привода визначається з виразу:
де n дв - асинхронна частота обертання валу ЕД, об/хв
n вих - задана частота обертання вихідного вала привода, об/хв.
Тоді:
Передаточне число клинопасової передачі:
3) Загальне передавальне число редуктора визначається з виразу:
де U Б - передавальне число першої (швидкохідної) ступені редуктора,
U Т - передавальне число другий (тихохідної) ступені редуктора.
За рекомендаціям табл. 1.4 (с. 8, [1]) приймаємо:
Приймаємо U Т = 3,5.
Тоді:
Тоді:
- розбивка проведена точно.
4) Визначаємо розрахункові параметри для щаблів привода.
Розрахункова потужність на валах привода визначається за формулами:
Р I = Р дв ; Р II = Р I Г— h 12 ; Р III = Р II Г— h 34 ; Р IV = Р III Г— h 56
де Р дв - Потужність на валу електродвигуна, кВт;
h 12 , h 34 , h 56 , - ККД відповідних ступенів привода.
Частота обертання валів привода визначається з співвідношень:
n I = n дв ;;;
де n дв - асинхронна частота обертання валу приводу, об/хв;
n I - IV - частоти обертання відповідних валів приводу, об/хв.
Крутні моменти на валах привода визначаються за формулою:
, Н Г— м,
де Р - потужність, що передається валом, кВт;
n - частота обертання валу, об/хв.
Всі розрахунки за вищенаведеними формулами зведемо в таблицю 1.1.
Таблиця 1.1
Номер вала
ККД ступені привода
Потужність на валу Р, кВт
Передаточне число U
Частота обертання вала, об/хв
Крутний момент на валу, Н Г— м
I
0,96
-
1,5
2,89
-
1415
10,1
II
0,98
1,44
4
490
28,1
III
0,98
1,41
3,5
122,5
110
IV
-
1,38
-
35
376,5
2. Розрахунок зубчастих передач редукторів
2.1 Розрахунок тихохідної ступені редуктора
Розрахунок зубчастих передач нашого редуктора починаємо з розрахунку тихохідної щаблі, оскільки в співвісних редукторах вона навантажена більше, ніж швидкохідна щабель.
Сумарне час роботи привода в годинах визначається за формулою:
де L рік - термін служби приводу, років;
С - число змін роботи приводу;
300 - кількість робочих днів у році;
8 - число робочих годин за одну зміну. ​​
Тоді:
ч.
Вибір термічної обробки заготовок
За табл. 2.2 (С. 10, [1]) вибираємо матеріал для виготовлення зубчастих коліс - сталь 12ХН3А. Приймаємо твердість робочих поверхонь зубів> НВ 350. У цьому випадку зуби під час роботи не прірабативаются і забезпечувати різниця Твердість зубів шестерні і колеса не вимагається. Вибираємо термообробку - поліпшення + цементація + гарт. Твердість поверхні HRC 56 ... 63, серцевини НВ 300 ... 400.
Визначення механічних властивостей матеріалів зубчатих коліс і допустимих напружень
1) Середні значення твердості зубів:
2) Граничні характеристики матеріалів:
s В = 1000 МПа, s Т = 800 МПа (див. табл. 2.2, [1]).
3) Допустимі напруги для розрахунку передачі на контактну витривалість:
(див. табл. 2.5, [1]).
У цих формулах:
s ОН - тривалий межа контактної витривалості
МПа (див. табл. 2.6, [1]);
S Н - коефіцієнт безпеки, S Н = 1,2 (див. табл. 2.6, [1]).
Тоді:
МПа.
N АЛЕ - число циклів зміни напружень, відповідне тривалого межі витривалості; N АЛЕ = 200 Г— 10 6 (Рис. 2.1, [1]);
N НЕ - еквівалентне число циклів зміни напружень для розрахунку на контактну витривалість:
До НЕ - Коефіцієнт приведення; при важкому режимі роботи До НЕ = 0,5 (Табл. 2.4, [1]);
N S - сумарне число циклів зміни напружень
де n i - частота обертання i-го зубчастого колеса.
Для шестерні: N S1 = 60 Г— 21600 Г— 122,5 = 158,8 Г— 10 6 циклів
Для колеса: N S2 = 60 Г— 21600 Г— 35 = 45,4 Г— 10 6 циклів
Таким чином,
циклів
циклів
Так як N НЕ1 АЛЕ і N НЕ2 АЛЕ , то:
МПа
МПа
В якості приймаємо менше з і, тобто = 1330 МПа.
Граничне допустима напруга визначимо за формулою:
МПа
Умова <виконується.
4) Допустиме напруження для розрахунку передачі на згинальну витривалість:
(див. табл. 2.5, [1]).
У цих формулах:
s Про F - тривалий...
