3. Разработка кинематической схемы привода и расчет чисел зубьев зубчатых передач.

Результатом построения графика частот вращения шпинделя является возможность определения передаточных отношений всех элементов, составляющих привод главного движения.

Далее по известным передаточным отношениям определяем числа зубьев зубчатых колес по нормали НII-I (таблица 2) [4].

1-2 валы:

d_A=125мм d_B=135мм

2-3 валы: ΣZ=102

i₁=φ⁰=1 z₁=51 z₃=102-51=51

i₂=φ^-1=1.26 z₂=46 z₄=102-46=56

3-4 валы: ΣZ=102

i₁=φ⁰=1 z₅=46 z₉=56

i₂=φ^-3=2 z₆=34 z₁₀=102-34=68

4-5 валы: ΣZ=102

i₁=φ⁰=1 z₇=51 z₁₁=102-51=51

i₂=φ^-4=2.51 z₈=29 z₁₂=102-29=73

5-6 валы: ΣZ=103

i₁=φ²=1.58 z₁₄=63 z₁₆=103-63=40

i₂=φ^-6=3.98 z₁₃=21 z₁₅=103-21=82

Рисунок 3. Схема коробки скоростей.

2 Силовой расчет привода главного движения.

2.1 Расчет мощностей и крутящих моментов передаваемых валами.

Исходными данными для силового расчета являются мощность электродвигателя N и крутящий момент T на расчетной частоте вращения.

Мощности на каждом валу зависят от мощности электродвигателя и потерь мощности на каждом из валов.

Принимаем N_эд=5.5 кВт.

N₁=5.5 кВт;

N₂=N₁×η_рп=5.227 кВт;

N ₃= N ₂×η_З ×η_п\ш=5.019 кВт;

N ₄= N ₃×η_З ×η_п\ш=4.820 кВт;

N ₅= N ₄×η_З ×η_п\ш=4.629 кВт;

N ₆= N ₅×η_З ×η_п\ш=4.445 кВт.

Где η_п\ш =0,99 – КПД подшипника

η_з =0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи

η_рп=0,95-КПД ременной предачи

Расчетная частота вращения: принимаем n_расч=100 об/мин.

Крутящий момент найдется по формуле:

,

где -мощность на валу; -частота на расчетной ветви.

2.2 Предварительный расчет диаметров валов.

Ориентировочно диаметры валов определяем по формуле[4]:

,

где d- диаметр вала, мм;

k_i- коэффициент, зависящий от условий работы и длины вала;

P_i- мощность, передаваемая валом, кВт;

n_i- частота вращения вала, мин^-1.

Принимаем k_i=160- для длинных валов [4].

Мощность на валу шпинделя P_V=4 кВт, число оборотов n_V=100об/мин.

Принимаем d_Э=25 мм.

Принимаем d₂=26 мм.

Принимаем d₃=28 мм.

Принимаем d₄=34 мм.

_{принимаем d5=32 мм}

_{принимаем d6=57 мм}

2.3 Расчет модулей зубчатых передач.

Расчет зубчатых колес сводится к определению модуля по методикам, изложенным в курсе «Детали машин» [3]. Для передвижных блоков, где модуль колес одинаков, числа зубьев определяются кинематическим расчетом. Поэтому для коробок скоростей как и для специальных редукторов определяют модуль по контактным напряжениям [4]:

,

и проверяют на изгиб [4]:

,

где m_k, m_из- величина модуля, полученная расчетом из условий контактной прочности и изгиба соответственно, мм;

z₁- число зубьев меньшего колеса;

Т₁- крутящий момент на шестерне, Нм;

K_Hβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, определяется по таблице 1 [4];

u- передаточное число;

ψ_bd- отношение ширины венца к начальному диаметру шестерни, принимается в пределах от 0,2 до 0,4 [4]; принимаем равным 0,4.

σ_HP- допускаемые контактные напряжения;

K_Fβ- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при расчете на изгиб;

Y_F- коэффициент формы зуба;

_σFP- допускаемое напряжение на изгиб.

_{В качестве материала для зубчатых колес выбираем сталь 12ХН3А. В качестве термообработки используется цементация с закалкой и последующей шлифовкой рабочих поверхностей.}

_{Твердость поверхности: 56…63 HRCэ}

_{Твердость сердцевины 320…420 НВ}

_{Толщина упрочненного слоя (0,2…0,25)m мм}

=330 МПа

=1150 МПа

K_d=770 МПа

Ψ_bd=0,4

K_Fβ=1,12

Y_F=1

2 –3 валы

Z₂-Z₄

u=1,26

Принимаем модуль m=1,5 мм.

3 – 4 валы

Z₆-Z₁₀

u=2

Принимаем модуль m=1,5 мм.

4 – 5 валы

Z₇-Z₁₁

u=2,51

Принимаем модуль m=2 мм.

5 – 6 валы

Z₇-Z₁₁

u=2,51

Принимаем модуль m=2,5 мм.