Определяем расчетную мощность на вал электродвигателя

Определяем частоту вращения вала исполнительного механизма

Определяем частоту вращения вала электродвигателя

Принимаем iр.п.=3, iц.п.=4

Выбираем электродвигатель

Определяем передаточное отношение привода

Принимаем i р.п.=3 => iц.п.=iобщ/iц.п.= 3,68

Принимаем по таблице iред,=iцикл=4

 

Кинематический и силовой расчет привода

Определяем частоту вращения двигателя

Определяем условные скорости на каждом валу

Определим мощность на каждом валу

Определим вращающие моменты на каждом валу двигателя

2.5 Сводная таблица кинематических и силовых характеристик

№ вала	n	ω	P	T
		76,45	7,66	100,2
	243,33	25,48	7,28	225,71
	60,83	6,37	7,06	1108,32
	60,83	6,37	6,85	1075,35

 

Выбор материала, термообработка зубчатых колес

H≤350
Шестерня Сталь 40Х ГОСТ 4543-71	Колесо Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Термообработка
Улучшение HB=H1=270НВ	Нормализация Н2=200НВ
Предел прочности Предел текучести
σb=850МПа σт=650МПа	σb=610МПа σт=360МПа

 

Улучшение – закалка с высоким отпуском. Чистовое нарезание зубьев улучшенных колес проводят после термической обработки, что исключает необходимость их шлифования при обеспечении достаточной точности

Нормализация – это нагрев с охлаждением на воздухе

 

Допускаемые контактные напряжения, при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев

– пределы контактной выносливости, поверхности зубьев шестерни и колеса, соответствующие базовому числу циклов.

– минимальный коэффициент запаса прочности

– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи

– базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса, определяется в зависимости от твердости рабочей поверхности зубьев

– эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса, определяется в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода

– количество лет работы привода

 

– количество смен работы

– количество рабочих дней в году

n – частота вращения вала

шестерня:

Если получился меньше 1, то его значение принимают равным 1.

3.2 Колесо (прямозубая передача)

За расчетное принимаем

Допускаемые предельные контактные напряжения

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость при изгибе

– предел выносливости материала шестерни или колеса, при изгибе, при базовом числе циклов, записанного для отнулевого цикла напряжения.

– рекомендуется принимать от 1,4 до 1,7. Принимаем

– коэффициент долговечности

– базовое число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости.

– эквивалентное число напряжений изгиба

– количество лет работы привода

 

– количество смен работы

 

– количество рабочих дней в году

n – частота вращения вала колеса

– коэффициент, учитывающий влияние нагрузки на зубья

За расчетное принимаем

Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Определяем коэффициент ширины зубчатого венца

Принимаем

– коэффициент ширины зубчатого венца в долях межосевого расстояния, будет определяться по формуле:

4.1.2 Определяем коэффициент K_Hβ, учитывающий распределение нагрузки, по длине контактных линий, при расчете на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

4.2 Определяем предварительное межосевое расстояние передачи

– вспомогательный коэффициент.

– вращающий момент на колесе передачи ГОСТ 2186-66

Определяем ширину зубчатых венцов

По ГОСТ 6636-89

Определяем модуль зацепления

По ГОСТ 9563-80

Определяем число зубьев зубчатых колес

Принимаем β=0

Уточняем передаточное число

Делительный диаметр

 

Диаметр вершин зубьев

Диаметр впадин зубьев

 

Проверка межосевого расстояния

Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Коэффициент ширины зубчатого венца

Уточняющий коэффициент

 

Окружная скорость вращения колес

Выбор степени точности

№8 по ГОСТ 1643-81 (средняя точность передачи)