Проверочный расчет передач.

ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

 

 Исходные данные:

P_вых.= 4 кВт – мощность на выходном валу;

n_вых.= 50 мин^-1 – частота вращения выходного вала;

L_год.= 5 лет;

К_сут.= 0,29;

К_год.= 0,5

 

 

Определим общий КПД привода:

 

,

 

где  - КПД ременной передачи;

 - КПД зубчатой передачи;

 - КПД пары подшипников качения.

Требуемая мощность электродвигателя:

 кВт     

 

Определяем оценочное передаточное отношение привода:

 

,

 

где - передаточное отношение клиноременной передачи;

 для двухступенчатого соосного редуктора – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней.

Частота вращения двигателя исходя из приближенного общего передаточного отношения:

 

 мин^-1.

 

По табл. П1 [2] принимаю электродвигатель, ближайший по мощности:

АИР112М4, для которого Р_дв.= 5,5 кВт, n=1450 мин^-1.

Окончательное передаточное отношение привода:

 

 

U₁ принимаю в соответствии со стандартным рядом

U_ред.=U₂ ∙U₃=3,15∙3,15=9,92, тогда передаточное число ременной передачи:

 

Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода.

 

n=1450 мин^-1;  c^-1,

 

Вал II:

 

 мин^-1;  c^-1,

 

Вал III:

 

 мин^-1;  c^-1,

 

Вал IV:

 

 мин^-1;  c^-1.

 

Определение вращающих моментов на валах привода.

 

Н∙м;

 

Вал II:

 

Н∙м;

 

Вал III:

 

Н∙м;

 

Вал IV:

 

Н∙м.

 

ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

 

Выбираю материалы со средними механическими характеристиками. По табл. 3.3 [1] принимаю для шестерен сталь 45 улучшенную с твердостью НВ260, для колес сталь 45 улучшенную с твердостью НВ230.

Допускаемые контактные напряжения по формуле 3.9[1] при проектном расчете:

 

.

 

Здесь предел контактной выносливости при базовом числе циклов  принимаю по табл. 3.2 [1]:

 

;

 

коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора К_HL=1;

коэффициент запаса прочности =1,15;

Принимаю коэффициент нагрузки для случаев несимметричного расположения колес ;

Коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию для быстроходной ступени:

;

для тихоходной ступени:

 (как более нагруженной)

РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет

Расчет начинаю с тихоходной ступени, как наиболее нагруженной. Редуктор – соосный, поэтому межосевые расстояния ступеней равны:

 

.

 

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев.

 

 мм;

 

Принимаю по стандарту  мм.

Нормальный модуль m_nT = (0,01…0,02)∙а_wT=(0,01…0,02)∙125=1,25…2,5. Принимаю m_nT =2,5 мм.

Определю число зубьев шестерни и колеса. Так как тихоходная передача представляет собой передачу с внутренним зацеплением, то

, откуда

;

 

Число зубьев шестерни:

 

;

Принимаю z₃=46, тогда число зубьев колеса:

z₄=100+46=146.

Основные размеры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

 

d₃=mz₃=2,5∙46=115 мм;

d₄=mz₄=2,5∙146=365 мм.

 

Диаметры вершин зубьев:

 

d_a3=d₃+2m_nT=115+2∙2,5=120 мм;

d_a4=d₄ - 2m_nT=365-2∙2,5=360 мм.

 

Ширина колеса:

 

мм.

 

Ширина шестерни:

 

мм.

Определю коэффициент ширины шестерни по диаметру:

 

.

 

Окружная скорость колес тихоходной ступени:

 

м/с.

 

При данной скорости назначаю согласно табл. 3.11 [2] седьмую степень точности.

ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ.

Из условия соосности мм.

Коэффициент . Допускаемое контактное напряжение для материала колеса такое же, как в тихоходной ступени: .

Нормальный модуль принимаю m_n=2 мм.

Число зубьев шестерни и колеса:

 

;

 

где .

 

z₂ = z_C – z₁ = 125 – 30 = 95.

 

Основные размеры шестерни и колеса:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

Окружная скорость колес быстроходной ступени и степень точности передачи:

 

м/с.

 

Назначаю восьмую степень точности.

Проверочный расчет передач.

Расчет тихоходной ступени. Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

 

;

 

Здесь по табл. 3.5, 3.6 и 3.9 значения коэффициентов:

 

 

Проверяем контактные напряжения:

 

;

.

 

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени.

Окружная сила:

 

 Н;

 

Радиальная сила:

 

 Н.

 

Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба:

 

 

Определю коэффициент нагрузки К_F=K_Fβ∙K_Fγ=1.37∙1.15=1.57;

здесь K_Fβ=1,37 (табл. 3.7 [1]);

K_Fγ=1.15 (табл. 3.8 [1]).

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям Y_F выбираем в зависимости от чисел зубьев:

для шестерни z₃=62, Y_F3=3,62;

для колеса z₄=187, Y_F4=3,6.

Допускаемое напряжение по формуле (3.24 [1]):

 

.

По табл. 3.9 [1] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба:

 

;

 

для шестерни ;

для колеса .

Коэффициент запаса прочности , по табл. 3.9 [1]:

;

;

.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерен:

 

; ;

 

для колеса:

 

; .

 

Найденное отношение меньше для колеса. Следовательно дальнейшую проверку проводим для зубьев колеса.

.