1.2 Расчет крутящих моментов на валах привода

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трη_мη_пк = 3300·0,98·0,995 = 3218 Вт

P₂ = P₁η_зпη_пк = 3218·0,96·0,995 =3074 Вт

P₃ = P₂η_опη_пс = 3074·0,94·0,99 = 2860 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 3218/99,5 = 32,3 Н·м

Т₂ = 3074/35,5 = 86,6 Н·м

Т₃ = 2860/6,18 = 462,8 Н·м

1.3 Расчет частот вращения валов

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ = 950π/30 = 99,5 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 950/2,8 = 339 об/мин ₂= 339π/30 = 35,5 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 339/5,75 = 59 об/мин ₃= 59π/30 = 6,18 рад/с

Фактическое значение скорости грузовой цепи

v = zpn₃/6·10⁴ = 7·80·59/6·10⁴ = 0,55 м/с

Отклонение фактического значения от заданного δ = 0 < 6%

2. Эскизное проектирование зубчатого редуктора

2.1 Проектирование конической зубчатой передачи одноступенчатого редуктора. Проектный и проверочные расчеты.

Принимаем, согласно рекомендациям ,сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262,

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248; НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·35,5·16,0·10³ = 33·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа; [σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 2.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	80	Норм-ия	193	780	335	414	199

Проектный расчёт конической передачи.

1. Внешний делительный диаметр колеса:

,

где K_HB = 1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для колес с круговыми зубьями

= 1,85 – коэффициент вида конических колес

d_e2 = 165[(86,610³1,12,80)/(1,85·417² )]^1/3= 155 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 d_e2 = 160 мм

2. Углы делительных конусов:

сtg₁ = u₁ = 2,80  ₁ = 19,65°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 19,65º = 70,35^o.

3. Внешнее конусное расстояние R_e :

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 160/(2sin70,35°) = 85 мм,

4. Ширина зубчатого венца шестерни и колеса b:

b = y_bRR_e

где y_{bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса}

b = 0,285×85 = 24 мм принимаем b = 22 мм.

5.Внешний окружной модуль:

m_te = 14T₂K_Fβ /( _Fd_e2b[σ]_F

где _А = 1 – для колес с круговыми зубьями,

К_Fβ = 1,08 – для колес с круговыми зубьями

m_te = 14·86,6·10³·1,08/(1,0·160·24·199) = 1,71 мм.

6.Число зубьев колеса и шестерни:

z₂ = d_e2/m_te = 160/1,71 = 93

z₁ = z₂/u₁ = 93/2,8 = 33

7.Фактическое передаточное число конической передачи

U_ф = z₂/z₁ = 93/33 = 2,82

Отклонение ∆ = (2,82 – 2,80)100/2,80 = 0,7% < 6%

8. По таблице находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_n1 = 0,18; х_n2 = -0,18

9. Внешние диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_tez₁ = 1,71·33 = 56,43 мм

d_e2 = m_tez₂ = 1,71·93 = 160 мм

Диаметры вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 1,64(1+x_n1)m_tecos δ₁ =

= 56,43+1,64(1+0,18)1,71·cos19,65° = 59,54 мм

d_ae2 = d_e2 + 1,64(1 – x_n2)m_tecos δ₂ =

= 160 + 1,64(1 + 0,18)1,71·cos70,35° =161,12 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1 = d_e1– 1,64(1,2–x_n1)m_tecos δ₁ =

= 56,43– 1,64(1,2–0,18)1,71·cos19,65° = 53,74 мм

d_fe2 = d_e2 – 1,64(1,2 + x_n2)m_tecos δ₂ =

= 160 – 1,64(1,2 – 0,18)1,71·cos70,35° =159,04 мм

10. Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·56,43 = 48,36 мм

d₂ ≈ 0,857d_e2 = 0,857·160 = 137,12 мм