Кинематическая схема привода
Выбор электродвигателя. Кинетический расчет привода
, кВт (1.1)
где h0 - общий КПД привода
Общий КПД привода определяем по формуле:
h0 = hmhзпhпк2 , (1.2)
где hm 
0,98 – КПД муфты,
hзп 
0,97 – КПД зубчатой пары,
hпк 0,99 – подшипник качения
h0 = 0,98·0,97·0,992 = 0,93
Ртр = 
= 1,61 кВт
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
1.2. Определяем передаточное число редуктора:
(1.3)
= 3,49
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
1.3.Определяем фактическое число оборотов ведомого вала:
= 452 об/мин (1.4)
Определяем угловые скорости валов:
= 149 рад/с (1.5)
= 43 рад/с (1.6)
1.4.Определяем крутящие моменты на валах редуктора:
Т2 = 
= 34884 Н 
мм (1.7)
Т1 
= 
= 11628 Н·мм (1.8)
Расчёт зубчатой передачи
2.1. Выбор материала и термической обработки
Для изготовления шестерни принимаем материал сталь 45, термическая обработка - улучшение до твёрдости 235…260 НВ.
Для изготовления колеса принимаем сталь 45, термическая обработка – нормализация до твёрдости 180…205 НВ.
2.2.Допускаемые напряжения
2.2.1. Допускаемые контактные напряжения
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
= 
= 390,9 МПа (2.1)
2 НВ2min + 70 = 2·180 + 70 = 430 МПа
Предел выносливости материалов по контактным напряжениям при пульсирующем цикле нагружения.
SH = 1,1 – коэффициент безопасности
KHL – коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряжениям
|
|
NHO = 107
Np = Lh·n 
260 = 8400·408·60 = 205632000
Np ≥ NHO, то KHL = 1
2.2.2. Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба определяем для материала шестерни и материала колеса отдельно
[sF1] = 
= 
= 242 МПа (2.2)
[sF2] = 
= 
= 185 МПа (2.3)
sF01 = 1,8·HB1min = 1,8·235 = 423 МПа
sF02 = 1,8·HB2min = 1,8·180 = 324 МПа
KHL1 = KHL2 = 1, т.к. Np2 ˃ NFO
(NFO = 5·106 ˂ NHO)
KFC = 1
SF = 1,75
2.3.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
2.3.1. Определение межосевого расстояния:
(2.4)
KH = 1,3 – коэффициент расчётной нагрузки;
Yа = 0,4 – коэффициент ширины колеса
аw = 49 
(3,15+1) 
= 203,35· 
= 203,35·0,42 = 85,407
Вычисленное межосевое расстояние округляют в большую сторону до стандартного значения из ряда значений:
аw = 90
2.3.2. Модуль зацепления:
0,02 аw = 0,02·90 = 1,8 (2.5)
Принимаем значения модуля по стандарту:
= 1,5
2.3.3. Число зубьев:
= 
= 120 (2.6)
Число зубьев шестерни:
³ 17 (2.7)
z1 = 
= 29
Число зубьев колеса:
= 120 – 29 = 91 (2.8)
Определяем фактическое передаточное число:
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
= 
= 3,14 (2.9)
· 100 
= 0,317 (2.10)
2.3.4. Определяем геометрические параметры
Диаметры делительных окружностей:
d1 = z1 = 1,5·29 = 43,5 мм
d2 = z2 = 1,5·91 = 136,5 мм
Диаметры окружностей вершин:
da1 = d1 + 2 
= 43,5+2·1,5 = 46,5 мм
da2 = d2 + 2 = 136,5+2·1,5 = 139,5мм
Диаметры окружностей впадин:
df1 = d1 – 2,5 = 43,5 – 2,5·1,5 = 39,75 мм
df2 = d2 – 2,5 = 136,5 – 2,5·1,5 = 132,75 мм
Ширина колеса:
b2 = Yа аw = 0,4·90 = 36 мм
Ширина шестерни:
b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41 мм
Фактическое межосевое расстояние:
аwф = 
= 
= 90
2.4. Проверочный расчёт
2.4.1.Считаем окружную скорость:
|
|
= 
= 3,24(м/с) (2.11)
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
Kn = KHVKHb - по контактным направлениям
KF = KFV KHb - по напряжениям изгиба
Т.к. колёса прирабатываются, примем:
KHV и KHb = 1
KHb = KFb = 1
KHVP = 
· (Vp – V1) + KHV1
KHVP = 
· (3,13 – 2) + 1,16 = 1,20
KHV = 
· (3,13 – 2) +1,16 = 1,26
Т.к. фактический коэффициент расчетной нагрузки KH меньше принятого в проектном расчете (KH = 1,3), то проверка по контактным напряжениям не требуется.
2.4.3 Силы, действующие в зацеплении, Н:
Ft = 
(2.12)
Ft = 
= 535 Н
Fn = 
Fn = 
= 569 Н
= 20 
= 0,94
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
Y1; Y2
YF1 = 3,80
YF2 = 3,60
= 
[ 
= 
= 35,7 185 МПа
Прочность зубьев на изгиб обеспечена
3.
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
3.1 Выбор материала валов
Материал для изготовления валов Ст 45, термическая обработка – улучшение до твердости 240…260 НВ
3.3.1 Ведущий вал:
Определяем наименьший диаметр вала, передающий крутящий момент:
d1 
= 
= 
= 13,25 мм (3.1)
[ 
= 25 МПа
Принимаем d1 = 13 мм
Диаметр под уплотнение:
= d1 + 2t = 14 + 2·1,4 = 16,8 мм
t = 1,4
Принимаем = 16 мм
В качестве уплотнения принимаем манжету 1.1-16 х 30-1 ГОСТ 8752-79
Диаметр под подшипник:
= + (1…5)
= 16 + 4 = 20 мм
Предварительно выбираем подшипник шариковый радикальный легкой серии 204:
d = 20 мм; D = 47 мм; B = 14 мм; r = 1,5 мм; Cr = 10 кН
Диаметр под шестерню:
= + (1…5)
= 20 + 5 = 25 мм
Диаметр буртика:
d1б = + (3…5)
d1б = 25 + 5 = 30 мм
|
|
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
Рис. 3.1 Ведущий вал
3.2 
= 780 МПа – предел прочности;
= 540 МПа – предел текучести;
= 335 МПа – предел выносливости
3.3.2 Ведомый вал:
Определяем наименьший диаметр вала, передающий крутящий момент:
d2 = 
(3.2)
[ = 25 МПа
d2 = 
= 
= 19 мм
Принимаем d2 = 19 мм
Диаметр под уплотнение:
= d2 + 2t
t = 1,7
= 19 + 2 · 1,7 = 22,4 мм
Принимаем = 22 мм
В качестве уплотнения принимаем манжету 1.1-22 х 40-1 ГОСТ 8752-79
| Изм. |
| Лист |
| № докум. |
| Подпись |
| Дата |
| Лист |
| КР.ПМ.12.ВКМ.03.5.86.СБ |
= + (1…5) = 22 + 3 = 25 мм
Предварительно выбираем подшипник шариковый радиальный легкой серии 205:
d = 25 мм; D = 52 мм; В = 15 мм; r = 1,5 мм; 
= 11 кН
Диаметр под шестерню:
= + 3 
= 25 + 3·1,5 = 29,5 мм
Принимаем = 30 мм
Диаметр буртика:
d2б = + 3f, где f = 1,2
d2б = 30 + 3·1,2 = 33,6 мм
Принимаем d2б = 34 мм
Ширину буртика предварительно примем 12,5 мм
Рис. 3.2 Ведомый вал