Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

 

2.1 Определение КПД кинематической цепи привода и выбор электродвигателя

 

КПД кинематической цепи привода

 

= _муфты· _цил· _цеп· = 0,99·0,98·0,92·0,99 ³ = 0,866,

 

где _муфты КПД муфты [т.1.2.1, с.13]

_цил КПД цилиндрической закрытой передачи [т.1.2.1, с.13]

_цеп КПД открытой цепной передачи [т.1.2.1, с.13]

КПД подшипников качения с одного вала [т.1.2.1, с.13]

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Требуемая мощность двигателя

 

= .

 

Выбираем асинхронный электродвигатель закрытый обдуваемый единой серии 4А мощностью = 2,2 кВт [т. 17.7.1, с.296], двигатель 4А 112 МА8 У3 ГОСТ 19523-81. Асинхронная частота вращения вала двигателя Асинхронная угловая скорость вращения вала двигателя .

 

2.2Разбивка общего передаточного отношения привода между передачами

 

Требуемое общее передаточное отношение передач, через которые передается поток мощности на вал III,

 

= .

 

Фактическое значение общего передаточного отношения передач

 

= 3,0·4,15 = 12,45,

 

где передаточное отношение цилиндрической передачи [т.1.2.2, с.13]

передаточное отношение цепной передачи [т.1.2.2, с.13]

 

Отклонение фактического передаточного отношения от требуемого

= ·100% = 0.48 %

2.3 Определение мощностей, угловых скоростей и вращающих моментов на валах привода

 

Мощности на элементах привода:

 

кВт,

_муфты = 2,02 · 0.99 = 1.9998 кВт,

· = 1.9998 · 0.99 = 1.9798 кВт,

· _цил = 1.9798 · 0.98 = 1.9402 кВт,

· = 1.9402 · 0.99 = 1.9208 кВт,

· _цеп = 1.9208 · 0.92 = 1.7671 кВт,

· = 1.7671 · 0.99 = 1.749 кВт.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Угловые скорости и частоты вращения элементов привода:

 

74,35 ,

,

= 24,78 ,

,

,

.

 

= 74.35 · 9.55 = 710 об/мин,

74.35 · 9.55 = 710 об/мин,

74.35 · 9.55 = 710 об/мин,

24.78 · 9.55 = 237 об/мин,

24.78 · 9.55 = 237 об/мин,

об/мин,

об/мин.

 

Вращающие моменты на элементах привода:

 

27,169 Н·м

= 26,897 Н·м

= 26,628 Н·м

= 78,297 Н·м

= 77,514 Н·м

= 295,997 Н·м

= = 291,667 Н·м

 

Результаты расчетов сведем в таблицу 2.1

 

Таблица 2.1

Вал	N, Вт	n, мин-1	Т, Н·м
Вал двигателя	2020 1999,8 = 1979,8	710 710 710	27,169 26,897 26,628
I вал	= 1940,2 = 1920,8	237 237	78,297 77,514
II вал	= 1767,1 = 1750	57 57	295,997 291,667

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

 

3. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЕ РАСЧЕТЫПЕРЕДАЧ.

 

3.1 Расчет зубчатой цилиндрической передачи Z₃ Z₄

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Исходные данные:

- Вращающий момент на меньшем колесе T₃ = 26,628 Н·м;

- Частота вращения меньшего колеса n₃ = 710 об/мин;

- Передаточное число зубчатой передачи u=3;

- Делительный угол наклона линии зуба β=21°;

- Режим нагружения постоянный;

- Производство единичное.

 

Проектировочный расчет из условия сопротивления контактной усталости поверхностей зубьев.

3.1.1) Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 45, термообработка «улучшение». Твердость шестерни , колеса [2.C.5].

3.1.2) Определяем допускаемые контактные напряжения, не вызывающие опасной контактной усталости материалов колес:

 

,

 

[2.C.5],

.

 

при термообработке «улучшение».

,

[2.C.7];

;

циклов;

циклов.

Так как .

;

;

- на этапе проектировочного расчета

;

.

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

Расчетное допускаемое контактное напряжение для косозубых колес

Так как вышел за пределы (1…1,23) , согласно [2.C.6] принимаем =416МПа.

3.1.3) Коэффициенты ширины зубчатого венца относительно диаметра (y_bd) и относительно модуля (y_bm):

y ^’ _bd=1,0, y_bm=30; [2.С.9].

3.1.4) Предварительное значение коэффициента ширины венца относительно межосевого расстояния:

=2×y_bd/(u+1)=2×1/(3+1)=0,5;

3.1.5) Числа зубьев колес: Z₃=y_bm/y_bd=30/1,0=30;

Z₄=Z₃×u=30×3=90;

Проверяем отсутствие подрезания зубьев колес:

Так как Z₃ и Z₄>Z_min, подрезание зубьев колес не будет.

3.1.6) Коэффициент концентрации нагрузки: k_нb=1,04 [2.С.10];

3.1.7) Определяем предварительное межосевое расстояние:

= мм,

где k_а=430 – вспомогательный коэффициент,

3.1.8) Уточненное значение передаточного числа

u= .

 

3.1.9) Делительный нормальный модуль зубьев

M =

3.1.10) Округляем модуль до стандартного: m=1,5 мм [2.С.11]

3.1.11) Межосевое расстояние передачи при стандартном модуле зубьев

3.1.12) Уточненное значение коэффициента ширины венца

3.1.13) Рабочая ширина венца зубчатой передачи

3.1.14) Геометрические и кинематические параметры колес:

- делительные диаметры

- начальные диаметры

;

;

-диаметры впадин

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист

- диаметры вершин

;

-основные диаметры

;

-углы профилей зубьев на окружности вершин

;

;

-коэффициенты торцового перекрытия

;

- осевой шаг зубьев

- коэффициент осевого перекрытия

- суммарный коэффициент перекрытия

- основной угол наклона линии зуба

- окружная скорость колес на начальных цилиндрах

.

3.1.15) Назначаем степень точности передачи 8, так как

меньше 10 м/с [2.C.12].

Изм.

Лист

№ докум.

Подпись

Дата

Лист