СОДЕРЖАНИЕ 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

  Технические данные

  Мощность  P=0.5 кВт

  Окружная  скорость V=0.25 м/с

  Диаметр барабана Д=250 мм

  Расчетный срок службы 5 лет

1. Определение общей КПД установки

; 

   где: =0,98 - КПД соединительной муфты

       =0,99 – КПД быстроходной передачи

       =0,92 - КПД  тихоходной передачи

       =0,99 - КПД  ременной передачи

       =  Потери на трение в опорах каждого вала n-количество валов 

2. Мощность  быстроходного вала

;

кВт

 кВт

 кВт 

Исходя из табл. 1принимаем:

Модель 71В4

Скольжение 7.5%

Мощность 

Частота вращения 1500 об/мин 

3. Определяем  номинальную частоту вращения.

4. Угловая скорость быстроходного вала

рад/с 

5. Частота вращения приводного вала

6. Определяем  передаточное число

Быстроходная  передача редуктора принимаем 

Тихоходная  передача редуктора принимаем    

1.7 Мощность вала  на входе в редуктор

   -частота вращения вала

7. Вращающий момент на валу

нм

8. Мощность на промежуточном валу редуктора

Частота вращения вала

Угловая скорость вала

рад/с

Вращающий момент на валу

нм

9. Мощность вала на выходе из редуктора

кВт

Частота вращения вала

обр/мин

Угловая скорость вала

рад/сек

Вращающий момент на валу

нм

10. Мощность потребителя

кВт

Частота вращения

 об/мин

Угловая скорость

рад/с

Вращающий момент

2. Расчет  зубчатых колёс редуктора 

2.1 Выбор материалов для передач 

Так как в  задании нет особых требований в  отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками по таблице 3.3:  для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка – улучшение, но твёрдость на 30 единиц ниже – НВ 200.

      Допускаемые контактные напряжения

где s_{н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2[1] для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее

НВ 350  и термообработкой (улучшение)

К_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагрузки больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL=1; [n]_H=1,1

2.2Принимаем допускаемое напряжение по колесу

Для шестерни

                                      МПа

Для колеса

                                      МПа

Тогда расчетное  допускаемое напряжение

    Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше для этого случая, так как со стороны клиноременной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение =1,25.

  Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

  Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев (по формуле (3.7) [1]). 

  Принимаем =50мм

  Нормальный  модуль зацепления

   (стр.36 [1])

2.3 Угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни и колеса:

  Принимаем z1=33

  Тогда :

  Принимаем z2=66 

Уточнение угла наклона зубьев

2.4 Основные размеры шестерни и колеса:

2.41 Диаметры делительные:

Проверка: 

2.42 Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса

Ширина шестерни

2.43 Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2.44 Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости следует принять 7-ю степень точности (стр.32 [1]) 
 
 
 
 
 
 

2.5 Коэффициент нагрузки

  Значения  даны в табл.3.5[1]: при , твердости и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения ременной передачи

  По табл. 3.4[1] при и 8-й степени точности . По табл.

    3.6[1] для косозубых колес при имеем . Таким образом,

2.6 Проверка контактных напряжений по формуле (3.6)[1]: 

2.7Силы, действующие в зацеплении:

2.71 Окружная

2.72 Радиальная

2.73 Осевая

2.8 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25)[1]:

Здесь коэффициент  нагрузки .

По табл. 3.7[1] при , твердости и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор . По табл. 3.8[1] . Таким образом, коэффициент .

2.81 –коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

у шестерни

у колеса

При этом и (стр.42 [1]).

Допускаемое напряжение – по формуле (3.24)[1]:

По табл. 3.9[1] для стали 45 улучшенной при твердости    .

Для шестерни ;

для колеса .

–коэффициент запаса прочности(3.24)[1], где  ; . Следовательно, .

  Допускаемые напряжения:

  для шестерни ,

  для колеса .

  Находим отношения  ;

  для шестерни ;

  для колеса . 
 

  Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты U_b и К_Fa т [см. гл. III. пояснения к формуле (3.225)]:

       Для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1.5 и 8-й степени точности

Проверяем прочность  зуба колеса по формуле (3.25)[1]: 

Условие прочности  выполнено.

3. Предварительный  расчет валов редуктора 

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Вал на входе:

диаметр выходного  конца при допускаемом напряжении (учитывая влияние изгиба вала от натяжения ремней привода) по формуле (6.16)[1] 

Принимаем ближайшее  большее значение из стандартного ряда(ГОСТ 6636-69):

Примем под  подшипниками . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал:

Учитывая влияние  изгиба вала от возможных натяжений, принимаем  .

Диаметр выходного  конца вала

  Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда: . Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом.

Диаметры  остальных участков назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.