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: Рдв
Тип данного электродвигателя асинхронный, его параметры:
2. Кинематический расчет.
2.1. Угловая скорость выходного вала редуктора и барабана:
nб = n3 =
2.2. Общее передаточное число:
Uоб = Up = (1)
n1 - число оборотов быстроходного вала
n3 = nб - число оборотов тихоходного вала
2.3. Разбивка передаточного числа на ступени:
Uоб = Uр = U Uт (2)
где Uб – передаточное число быстроходной ступени.
Uт – передаточное число тихоходной ступени редуктора, обычно определяют Uт = 0.88. Тогда находится Uб = и полученные данные подставляем в (2).
2.4. Окружные скорости валов редуктора:
- быстроходного (входного) n1 = nБ
- промежуточного n2 =nпр
- тихоходного (выходного) n3 =nТ
2.5. Крутящий момент на валах редуктора:
Крутящий момент на валу барабана
Тб = Т5=
где D – диаметр барабана
Т4 = ТТ =
Т3 = Тпр =
Т2 = ТБ =
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 (НВmax +НВmin)
для колеса по той же формуле:
НВ4 = 0,5(НВ max +НВmin).
Оцениваем возможность приработки колес по формуле
HB3HB4+ (10…15);
Допустимое контактное напряжение:
Для определения допустимых контактных напряжений принимаем коэффициент запаса прочности SHmin=1.1предел контактной выносливости зубьев:
min = 2HB+70
- для шестерни: Hmin3 = 2HB3+70
- для колеса Hmin4= 2HB4+70
Расчетное число циклов напряжений NK при постоянном режиме нагружения определяем по формуле:
- для шестерни:
NK3 = 60n3cLh
- для колеса:
NK4 = 60n4cLh
Базовое число циклов напряжений рассчитываем в зависимости от твердости материала:
NH lim = 30NHB2.4
- для шестерни NH lim3
- для колеса NH lim4
Коэффициент долговечности ZN при расчете по контактной выносливости находим, учитывая, что Nk NH lim по формуле:
ZN =
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. ............
