РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

По таблице 1.1 примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η1=0,96; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2=0,98; КПД открытой цепной передачи η3=0,99;

Общий КПД привода:

η_пр = η1∙ η2²∙ η3 ; (1)

η_пр =0,96∙0,98∙0,99 =0,922

Требуемая мощность электродвигателя:

P_тр = ; (2)

В таблице П.1(см. приложение) по требуемой мощности P_тр= 4 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель серии 4А, с синхронной частотой вращения 1429,5 об/мин 4А100L4УЗ.

Номинальная частота вращения:

n₁= n_дв - (n_дв∙S/100); (3)

об/мин

Угловая скорость:

ω₁ = ; (4)

рад/с

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36) u_р=5,0 для цепной передачи :

u_пр = ; (5)

U_{р п}= ; (6)

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора

Таблица 1

ВВал A	n1 = 1429,5 об/мин	ω 1= 149,621 рад/с
вВал В	n1=1429,5 об/мин	ω 1=149,621 рад/с
Вал С	n2 = 1429,5 / 5= 286 об/мин	ω 2=149,621 / 5=29,9 рад/с

Вращающий момент на валу шестерни:

T₁ = ; (7)

H∙м

Вращающий момент на валу колеса:

T₂ = T₁ ∙ u_р; (8)

T₂ =26,7*2,04=54,5 H ∙м

Вращающий момент на валу ведущей звёздочке:

T₃ = T₂ ∙ u_цп; (9)

T₃ =64,48*5=272,5 H∙мм

2 Расчет зубчатых колес редуктора.

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средним механическими характеристиками (см. гл. III, таблица 3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ1 = 240; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 20 единиц ниже – НВ2 = 210.

Допускаемые контактные напряжения [формула(3.9)]

[σ_Н]= (10)

где σ_{H lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением):

σ_{H lim b} = 2НВ + 70;

К_HL – коэффициент долговечности, при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL = 1; коэффициент безопасности [S_H]= 1,1.

Для шевронных колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III

[ σ_Н]=0,45([σ_Н1]+ [σ_Н2]); (11)

для шестерни [σ_Н1]= ; (12)

MПа

для колеса [σ_Н2]= ; (13)

МПа

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[ σ_Н]=0,45(500 + 445)=425 МПа

Требуемое условие [σ_Н] 1,23[σ_Н2] выполнено.

Коэффициент К_Н.β, несмотря на симметричное расположение колес, относительно опор (см. рисунок 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по таблице 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение К_Н.β = 1,25.

Принимаем для шевронных колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию из диапазона ψ_ва = 0,25 ч 1. ψ_ва = = 0,63(см. с. 36)

Межосевое расстояние из условий контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III

а_ω= К_а ( u + 1) ; (14)

мм

где для шевронных колес К_а = 43

передаточное число нашего редуктора u = u_р = 5

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 66,

а_ω = 125мм. (см. с. 36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 0,02) ∙а_ω ; (15)

m_n = (0,01 0,02)∙125 = 1,25 ; 2,5 мм

принимаем по ГОСТ 9563-60^* m_n = 2 мм (см. с. 36).

Примем предварительно угол наклона зубьев β = 30◦12וּ и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]:

z₁ = ; (16)

z₁ =2*125* cos 30◦ = 18

(5+1)*2

Принимаем z₁ =18; тогда z₂ = z₁ ∙ u =18*5=90

Уточненное значение угла наклона зубьев

cos β = ; (17)

cos β = (21+105) * 2 = 0,864

2*125

β = 30 12

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁ = ; (18)

мм;

d₂ = ; (19)

мм;

Проверка:

а_ω = ; (20)

мм

Диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ + 2m_n ; (21)

d_а1 = 41,7+ 2*2 ₌ 45,7 мм;

d_а2 = d₂ + 2m_n ; (22)

d_а2 = 208,3 + 2*2 ₌ 212,3 мм;

ширина колеса: b₂ = ψ_ва ∙a_ω ; (23)

b₂ = 0,63*125=79 мм;

ширина шестерни b₁ = b₂ + 5 мм; (24)

b₁ = 79+5=84 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd = ; (25)

Окружная скорость колес и степень точности передачи

υ = ; (26)

м/с

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности (см. с. 32).

Коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hb K_Ha K_Hu (27)

Значения K_Hb даны в табл. 3.5; при y_bd = 2, твердости HB ≤ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hb= 1,30

По таблице 3.4 гл. III при u =5 м/с и 8-ой степени точности K_Ha = 1,09

По таблице 3.6 для шевронных колес при u 5 м/с имеем K_Hu = 1,0.

Таким образом:

K_H =1,3∙1,09∙1,0=1,417

Проверка контактных напряжений по формуле 3.6:

σ_н = ; (28)

< [ σ_н ]

Силы, действующие в зацеплении [формулы (8.3) и (8.4) гл. VIII]:

окружная:

F_t= ; (29)

Н

Радиальная:

F_r= ; (30)

Н (31)

Здесь коэффициент нагрузки: K_F= K_Fb K_Fu (см. с. 42). По таблице 3.7 при y_bd=2, твердости НВ  350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fb = 1,61. По таблице 3.8 K_Fu =1,1. Таким образом, коэффициент K_F =1,61·1,1=1,771; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_υ (см.гл.3, пояснения к формуле (3.25) :

у шестерни

z_υ1 = ; (32)

у колеса

z_υ2 = ; (33)

Y_F1=3,84 Y_F2=3,6 (см. с. 42)

Допускаемое напряжение по формуле (3.24):

[s_F] = (34)

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости НВ ≤ 350 σ _Flimb=1,8 НВ.

Для шестерни s _Flimb = 1,8 ∙ 230 = 415 МПа; для колеса s _Flimb = 1,8 ∙ 200 = 360 МПа. [S_F] = [S_F]^{'' [}S_F]" - коэффициент безопасности [см., где [S_F]' = 1,75 (по таблице 3.9), [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

Па

для колеса

МПа

Находим отношения :

для шестерни МПа

для колеса МПа

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

Определяем коэффициенты Yb и K_Fa :

Yb=1- ; (35)

;

K_Fa= ;

K_Fa = = 0,92

для средних значений коэффициента торцового перекрытия ea=1,5 и 8-ой

степени точности K_Fa = 0,92

Проверяем прочность зу6a колеса по формуле (3.25):

s_F2 = ; (36)

<[206]

Условие прочности выполнено.