Определение геометрических размеров и уточнение кинематических параметров передачи

Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора

1.1 Требуемая мощность электродвигателя:

              =  

              где: h = h₁₂ h₃₄ h_м =0,97 ∙0,97 ∙ 0,98 – суммарный КПД     

              редуктора

1.2  Выбор электродвигателя:

       Оптимальная частота вращения электродвигателя:

       n_дв.опт.= n_вых х i_опт = 60 ∙ (8…25) = 480…1500 об/мин

             где:  i_опт = 8 … 25 – оптимальное передаточное отношение    

                     двухступенчатого цилиндрического редуктора   

      Выбираем электродвигатель с ближайшей большей мощностью

Электродвигатель 4А90L4Y3,  Р_дв= 2,2 кВт, n_дв=1425 об/мин, T_max/T_ном = 2,4

1.3 Общее передаточное отношение редуктора:

   i = u₁₂∙u₃₄ = n_дв / n_вых = 1425 / 60 = 23,75

1.4 Разбивка общего передаточного отношения по ступеням:

  ; u₁₂ = 6,3  

  u₃₄  = i/u₁₂ = 23,75/6,3= 3,7698

1.5 Частоты вращения валов:

         n₁ = n_дв  = 1425об/мин ,

       n₂ = n₃ = n₁ /u₁₂ = 1425/6,3 = 226,19об/мин , 

       n₄ = n₃ /u₃₄ =226,19/3,7698 = 60об/мин

1.6 Вращающие моменты на валах:

Т₁ = 9550 Р_дв /n₁ = (9550∙2,2)/1425 = 14,74 Нм

Т₂ = Т₃ = Т₁ × u₁₂ = 14,74 ∙ 6,3 = 92,862 Нм

Т₄ = Т₃ × u₃₄ = 82,98 ∙ 3,7698 = 350,071Нм

Выбор материалов зубчатых колес и определение  

Допускаемых напряжений

Выбор материала зубчатых колес  

Выбираем сталь  40Х, улучшение,s_в = 950МПа (Н/мм²), s_т = 800 МПа, НВ=269…302

 Для z₁ и z₃: сталь 40Х, улучшение, НВ = 290;

 для z₂ и z₄: сталь 40Х, улучшение, НВ = 270 

Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения:

 , МПа (Н/мм²)

       где:  s_Hlim = 2HB+70 – предел контактной выносливости                                               

       S_H = 1,1 – коэф. запаса контактной прочности (см. табл. 5.1)

       Z_N = 1,0 – коэф. долговечности при длительном сроке службы и  

                         постоянной нагрузке;

        Для шестерен Z₁ и Z₃: [s_H]₁₃ = (2 ∙ 300+70) х 1,0/1,1 = 609,0909 МПа

        Для колес Z₂ и Z₄: [s_H]₂₄ = (2 х 270+70) х 1,0/1,1 = 554,54 МПа

       Следовательно, расчетные допускаемые контактные напряжения  

       равны:

                             [s_H]₁₂ = [s_H]₃₄ =554,54МПа

2.2.2 Допускаемые изгибные напряжения 

                     МПа (Н/мм²) 

где:  S_F = 1,7 коэф. запаса изгибной прочности

           Y_Ni – коэф. долговечности; при длительном сроке службы и   

                         постоянной нагрузке Y_Ni = 1,0        

Y_Ai - коэф. влияния двухстороннего приложения нагрузки; для  

       нереверсивной передачи. При одностороннем приложении  

        нагрузки (нереверсивные передачи) Y_Ai = 1,0.

       При двухстороннем приложении нагрузки (реверсивные

       передачи) Y_Ai = 0,65 при НВ < 350, Y_Ai = 0,75 при

       НВ >350.   

s⁰_Flimb  – предел изгибной выносливости зубьев при изгибе  

      Для шестерней: s⁰_{F limb(1-3)}=1,75∙НВ=1,75 ∙ 300 = 525МПа    

                                  [s_F]_1,3 = 525∙1∙1/1,7 = 308,8235 МПа

      Для колес:        s⁰_{F limb(2 -4)}=1,75 ∙ НВ=1,75 ∙ 270 = 472,5 МП   

                       [s_F]_2,4 = 472,5∙1∙1/1,7 = 277,9МПа

2.2.3 Допускаемые предельные напряжения при действии

         максимальной нагрузки

[s_H]_max   = 2,8 s_т = 2,8 ∙ 800 = 2240 МПа        

    [s_F]_max = 3,7 НВ = 3,7 ∙270 = 999 МПа

Для шестерен: [s_F]_max1,3 = 3,7 НВ = 3,7 ∙ 300 = 1110 МПа

Для колес:     [s_F]_max1,3 = 3,7 НВ = 3,7 ∙270 = 999 МПа

Расчет зубчатых передач на прочность

3.1 Проектировочный расчет зубчатых передач  

I ступень

Делительные диаметры шестерен z₁:

где:

d₁ –делительный диаметр шестерни

К_d = 675 (для косозубых зубчатых цилиндрических зубчатых

           пере дач);             

Т₁ = 14,74 Нм – вращающий момент на валу шестерни

y_bd12 = 1,0 - коэф. ширины зуба (см. табл. 6.1);

K_Hb12 = 1,15 – коэф. концентрации нагрузки по длине зуба 

Аналогично:

Определение геометрических размеров и уточнение кинематических параметров передачи

3.2.1 Ширина венцов зубчатых колес:

I ступень

ширина колеса: b_W12= b₂ = y_bd12× d₁ = 1,0 ∙ 26,982=26,982мм

принимаем b₂ = 27мм (округляют до ближайшего большего

целого числа)   

                 ширина шестерни: b₁ = b₂ + (2…6) = 27 + 6 = 33 мм

         II ступень

           b_w34 = b₄ = y_bd34× d₃ = 0,85 ∙ 52,721= 44,8~ 45мм

            b₃ = b₃ + (2…6) = 44 + 6 = 51 мм

3.2.2 Нормальный модуль зубчатых колес

           где: K_m = 8 (для косозубых зубчатых колес)

         Если при вычислениях получают модуль менее 1,5 мм, то его

         принимают равным  1,5 мм  

Принимаем m_n12 = 1,5 мм

Примечание: В расчетах величину модуля округляют до ближайшего большего стандартного значения модуля (ГОСТ 9563-80)

Аналогично:

            По Гост 9563-80 принимаем m_n34 = 1,5 мм

3.2.3 Определение числа зубьев

 Задавшись углом наклона зубьев b₁₂ = b₃₄  = 10⁰   вычисляют   

 число зубьев шестерни

    и округляют до ближайшего целого числа.

   Принимаем: z₁ = 18       

 Число зубьев колеса      z₂ = z₁ ∙u₁₂ = 18 ∙6,3 = 114

Принимаем: z₂ = 114

 Аналогично для II ступени:

Принимаем: z₃ = 35

           z₄ = z₃ ∙ u₃₄ = 35∙3,7698 = 131,94

Принимаем z₄ = 132

3.2.4 Определение межосевого расстояния

I ступень

По стандарту принимаем  = 105 мм

(предпочтительно округлять в большую сторону)

Аналогично:

По стандарту принимаем  = 130 мм

3.2.5 Уточнение угла наклона зубьев

 = 19,463⁰

 b₁₂ = 19,463⁰ (практически в пределах 10…20⁰; чтобы уменьшить угол наклона зубьев можно увеличить Z₂  или уменьшить )

Аналогично:

 b₃₄= 15,5362⁰ (в пределах 10…20⁰)

3.2.6 Уточнение передаточных чисел и диаметров делительных окружностей

u₁₂ = z₂/z₁ = 114 /18 = 6,(3)

u₃₄ = z₄/z₃ = 132 /35 = 3,77

Проверка:  = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(28,6(36) + 181,36) = 104,998 мм

Аналогично:

Проверка:  = 0,5(d₃ + d₄) = 0,5(54,40 + 205,5093) = 130,0002025 мм

3.2.7 Определение диаметров вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2m_n12 = 28,6(36)+ 2 ∙ 1,5 = 31,6(36)мм

d_a2 = d₂ + 2m_n12 = 181,36+ 2 ∙1,5 = 184,36 мм

d_a3 = d₃ + 2m_n34 = 52,9342+ 2 ∙ 1,5 = 55,9342мм

d_a4 = d₄ + 2m_n34 = 205,5093 + 2∙1,5 = 208,5093 мм

3.2.8 Определение диаметров впадин зубьев

d_f1 = d₁ – 2,5 m_n12 = 28,6(36) – 2,5 ∙ 1,5 = 24,88(63)мм

d_f2 = d₁ – 2,5 m_n12 = 181,36– 2,5 ∙ 1,5 = 177,61мм

d_f3 = d₁ – 2,5 m_n12 = 52,9342 – 2,5 ∙ 1,5 = 49,1842 мм

d_f4 = d₁ – 2,5 m_n12 = 205,5093 – 2,5 ∙ 1,5 = 201,7593 мм

3.2.9 Определение окружных скоростей зубчатых колес

    V₁₂ = pd₁n₁/60х10³ = 3,14∙28,6(36)∙1425/60000 = 2,135557 м/с

V₃₄ = pd₄n₄/60х10³ = 3,14∙205,5093∙60/60000 = 0,645299м/с

3.2.9 Назначение степени точности

При V < 5 м/с - назначают 9 ст. точности

Однако, в машиностроении степень точности редукторов обычно – 8.

                     Назначаем 8 степень точности изготовления.

3.2.10  Определение усилий в зацеплении зубчатых колес

      Окружные усилия:

F_t12 = 1029,63Н

     F_t34 = 3508,63Н

 Радиальные усилия:

 F_r12 = 397,4 Н

  F_r34 = 1325,45 Н

Осевые усилия:

      F_a12 = F_t12 х tg b₁₂ = 1029,46 tg19,667 ⁰ = 363,8Н F_a12=363,8 Н

      F_a34 = F_t34 х tg b₃₄ = 3508,8tg15,5362⁰ = 975,4Н F_a34=975,4 Н

Мы поможем в написании ваших работ!