Проектирование зубчатого механизма (стр. 1 из 3)

5. Проектирование зубчатого механизма.

Исходные данные: электролебедка (рисунок - 1) состоит из электродвигателя 1, двух муфт: упругой 2 и соединительной 4, двухступенчатого цилиндрического редуктора 3 и барабана 5.

Работа односменная, пусковая нагрузка до 150% от номинальной. Грузоподъемность лебедки F, скорость навивания каната на барабан V, диаметр барабана D заданы в таблице. Срок службы редуктора 20000 часов.

Требуется: подобрать электродвигатель, рассчитать зубчатые колеса тихоходной ступени редуктора. Выполнить рабочие чертежи колеса и вала (формат А3)

Рисунок 1. Схема электромеханического привода

Последовательность расчета.

1. Выбор электродвигателя.

1.1. Определяем общий КПД привода лебедки.

а) КПД пары зубчатых колес при работе в масляной ванне

₁ = 0,98;

б) КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения

₂ = 0,99;

в) КПД, учитывающий потери в паре подшипников скольжения (вал барабана смонтирован на подшипниках скольжения)

₃ = 0,95;

г) КПД муфты

_м = 0.98

Общий КПД привода

1.2. Требуемая мощность электродвигателя: Р^’_дв

где F – усилие на канате барабана,

v – скорость каната.

1.3. Выбор электродвигателя:

Выбираем исходя из условия: Р_дв

Тип данного электродвигателя асинхронный, его параметры:

2. Кинематический расчет.

2.1. Угловая скорость выходного вала редуктора и барабана:

n_б = n₃ =

2.2. Общее передаточное число:

U_об = U_p =

(1)

n₁ - число оборотов быстроходного вала

n₃ = n_б - число оборотов тихоходного вала

2.3. Разбивка передаточного числа на ступени:

U_об = U_р = U

U_т (2)

где U_б – передаточное число быстроходной ступени.

U_т – передаточное число тихоходной ступени редуктора, обычно определяют U_т = 0.88

. Тогда находится U_б = и полученные данные подставляем в (2).

2.4. Окружные скорости валов редуктора:

- быстроходного (входного) n₁ = n_Б

- промежуточного n₂ =n_пр

- тихоходного (выходного) n₃ =n_Т

2.5. Крутящий момент на валах редуктора:

Крутящий момент на валу барабана

Т_б = Т₅=

где D – диаметр барабана

Т₄ = Т_Т =

Т₃ = Т_пр =

Т₂ = Т_Б =

3. Расчет зубчатых передач:

3.1. Выбор материалов для шестерни:

Желая получить редуктор с возможно меньшими габаритами, выбираем для обеих пар зубчатых колес сталь с повышенными механическими качествами:

- для шестерен z₁ и z₃ - сталь 40х; термообработка улучшение; НВ257 (по табл., ориентируясь на диаметр заготовок до 150мм);

_в = 830 н/мм²; _т = 590 н/мм²;

- для зубчатых колес z₂ и z₄ - сталь 40х; термообработка нормализация, НВ200,

_в = 690 н/мм²; _т = 440 н/мм².

3.2. Определение допускаемых напряжений.

3.2.1. Определение контактной твердости материала и допустимого контактного напряжения.

В данном случае в качестве расчетной контактной твердости материала принимаем ее среднее значение.

Для шестерни по формуле

НВ₃ = 0,5 (НВ_max +НВ_min)

для колеса по той же формуле:

НВ₄ = 0,5(НВ _max +НВ_min).

Оцениваем возможность приработки колес по формуле

HB₃

HB₄+ (10…15);

Допустимое контактное напряжение:

Для определения допустимых контактных напряжений принимаем коэффициент запаса прочности S_Hmin=1.1предел контактной выносливости зубьев:

_min = 2HB+70

- для шестерни:

_Hmin3 = 2HB₃+70

- для колеса

_Hmin4= 2HB₄+70

Расчетное число циклов напряжений N_K при постоянном режиме нагружения определяем по формуле:

- для шестерни:

N_K3 = 60n₃cL_h

- для колеса:

N_K4 = 60n₄cL_h

Базовое число циклов напряжений рассчитываем в зависимости от твердости материала:

N_Hlim = 30N_HB^2.4

- для шестерни N_Hlim3

- для колеса N_Hlim4

Коэффициент долговечности Z_N при расчете по контактной выносливости находим, учитывая, что N_k

N_Hlim по формуле:

Z_N =

Определяем допустимые контактные напряжения по формуле:

- для шестерни:

- для колеса:

С учетом рекомендаций вычисляем расчетное допустимое контактное напряжение по формуле:

нр = 0,45(

)

3.2.2. Допускаемые напряжения изгиба.

Для определения допустимых напряжения изгиба принимаем коэффициент запаса прочности S_f= 1,7; предел выносливости зубьев на изгиб для данного материала определяется как

⁰_Flimb = 1,75НВ

Коэффициент долговечности Y_N при расчете на изгибную выносливость находим по формуле:

где N_Flim – базовое число напряжений на изгибе; N_Flim =

Согласно условию принимаем Y_N3=Y_N4=1. Находим коэффициент Y_A, учитывающий двухстороннее нагружение; в нашем случае Y_A3=Y_A4=1 (для одностороннего нагружения).

Определяем допустимые напряжения изгиба по формуле

_FP =

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерен, принимая[n] =1,5,

К

= 1,6, К_ри = 1,

[n] – требуемый (допускаемый) коэффициент запаса прочности;

К

- эффективный коэффициент концентрации напряжений у корня зуба;

К_Н - коэффициент режима нагрузки

К_Н =

N_ц =

n

N_ц – число циклов нагружения;

n – угловая скорость, об/мин;

Т - расчетная долговечность (срок службы передачи), ч; Т=20000 часов;

а – количество зацеплений зуба за один оборот колеса, а=1;

При N_ц

5 K_ри получается меньше 1, берется в расчетах К_ри = 1,0