1.4 Выбор электродвигателя

По табл. 24.9 (стр.379, /1/) выбирается электродвигатель АИР132S6,.

Параметры: P = 5,5 кВт, n_эд = 960 мин^-1.

Рисунок 2. Электродвигатель АИР132S6

1.5 Уточнение передаточных чисел

Общее передаточное число

(1.6)

Передаточные числа U₁₂ быстроходной и U₃₄ тихоходной ступеней двухступенчатого редуктора определяем из соотношений табл. 1.3 (стр. 9, /4/).

2 Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Определение мощностей на валах

, (2.1) ,

,

,

где P₁ – мощность, передаваемая на вал 1, Вт;

P₂₃ – мощность, передаваемая на вал 2-3, Вт;

P_3,4 – мощность, передаваемая на вал 3-4, Вт;

P_б – мощность, передаваемая на тяговую звёздочку, Вт.

2.2 Определение частоты вращения валов привода

, , ,

2.3 Определение угловых скоростей вращения валов

, , , (2.2)

2.4 Определение крутящих моментов на валах.

, , , (2.3)

Результаты расчёта сводим в таблицу

Таблица 1

Передача	Передаточ ное Отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	U12 = 5,6	1	960	100,53	4,508	44,84
		23	171,4	17,95	4,329	241,2
3 - 4	U34 = 4,35
		4	39,4	4,134	4,157	1005,56

3 Расчёт зубчатых передач

3.1Схема передач; исходные данные;

Рисунок 3 - Зубчатые цилиндрические передачи

Исходные данные: Т₁ = 44,84 Н·м; Т₂₃ = 241,2 Н·м; Т₄ = 1005,56 Н·м;

n₁ = 960 об/мин; n₂₃ = 171,4 об/мин; n₄ = 39,4 об/мин.

Цель расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс

2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3. Назначение степени точности зубчатых колёс

3.2 Критерии работоспособности и расчёта передач

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев;

- По причине усталостной поломки зуба;

- Возможны статические поломки.

Если передача закрытая (работает в редукторе), то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

3.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:

колесо сталь 40ХН

шестерня сталь 40ХН

Термическая обработка – 1 группа:

колесо улучшение

шестерня улучшение и закалка ТВЧ

Таблица 2

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость поверхности	т, МПа
Шестерня 1, 3	сталь 40ХН	до 125	Улучшение и закалка ТВЧ	48…53HRC	750
Колесо 2, 4	сталь 40ХН	до 200	Улучшение	269…302HB	750

3.4 Расчёт допускаемых напряжений

3.4.1 Допускаемые контактные напряжения

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны

, (3.1)

где σ_HlimB – предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

K_HL – коэффициент долговечности;

S_H – коэффициент безопасности (для зубчатых колес с однородной структурой материала (улучшение) S_H = 1.1).

При способе термической обработки, как улучшение и закалка, для стали 40XН предел контактной выносливости поверхности зубьев

. Для шестерни 3 (3.2)

. Для колеса 4 (3.3)

Н/мм²

Н/мм²

, (3.4)

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости;

N_HE – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

(3.5)

, (3.6)

где n_i – частота вращения того зубчатого колеса, для которого определяется допускаемое напряжение, мин^-1;

c – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот (c = 1);

t_Σ – суммарное время работы;

T_n – максимальный из длительно действующих моментов;

T₁, T₂ – действующие моменты;

t₁,t₂ – время действия моментов.

Рисунок 4. Режим работы

, (3.7)

где L_год – срок службы привода, год;

- Коэффициент годового использования в днях

- Коэффициент суточного использования в часах

часов

циклов

циклов

циклов

Т.к. , то K_HL1 = 1.

Т.к. , то K_HL2=

Т.к. , то K_HL3 =

Т.к. , то K_HL4 = .

Для косозубых передач в качестве расчётного принимается:

МПа

1,23  []_HMIN = 1,23  524.45 = 645,07 Мпа

[]_H12 = 593,24 < 645,07 Мпа, условие выполняется значит окончательно

принимаем []_H12 = 593,07 МПа

МПа

1,23  []_HMIN = 1,23  675,1 = 830,25 Мпа

[]_H34 = 750 < 830,25 Мпа, условие выполняется значит окончательно

принимаем []_H34 = 750 МПа

3.4.2Допускаемые напряжения у ножки зуба

, (3.8) где σ⁰_Flim – предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм²;

K_FL – коэффициент долговечности;

S_F – коэффициент безопасности (принимаем S_F = 1.75 для улучшенных сталей 40X, 40HХ (табл. 4.2-4.3, стр. 16-17, /5/)).

для колёс 2,4 (3.9)

для шестерен 1,3

, (3.10)

где N_FO – базовое число циклов перемены напряжений ( );

N_FE – эквивалентное число циклов перемены напряжений ( ).

Для зубчатых колёс 1,3 принимаем m_f = 9.

Для зубчатых колёс 2,4 принимаем m_f = 6.

N_{FE 1} = 60  960  1 3811  (1⁹0,2 +0,6⁹0,8) = 45,67 · 10⁶ циклов;

N_{FE 2} = 60  171,4  3811  (1⁶0,2 +0,6⁶0,8) = 8,154 · 10⁶ циклов;

N_{FE 3} = 60  171.4 3811  (1⁹0,2 +0,6⁹0,8) = 8,365 · 10⁶ циклов;

N_{FE 4} = 60  39,4  3811  (1⁶0,2 +0,6⁶0,8) = 1,87 · 10⁶ циклов;

Т.к. , то K_FL1.2.3. = 1.

Т.к. , то K_{FL 4} = ; K_FL4 = 1,135

3.4.3 Максимальные допустимые напряжения

Для зубьев зубчатых колес, подвергнутых улучшению

, для колёс 2,4 (3.11)

для шестерен 1,3 (3.12)

где σ_т – предел текучести материала при растяжении, Н/мм².

, (3.13)

где σ_FlimM – предельное значение напряжения, не вызывающего остаточных деформаций или хрупкого излома зуба, Н/мм²;

S_FM – коэффициент безопасности (для улучшенной стали 40XН, S_FM = 1.75 для закалённой S_FM=1,1).

для колёс 2,4 (3.14)

3.5 Проектный расчёт косозубой цилиндрической передачи 1-2

(3.15)

где - межосевое расстояние передачи;

U₁₂ – передаточное отношение передачи;

Т₂₃ – крутящий момент на колесе;

К_Н - коэффициент нагрузки;

_а – коэффициент ширины зубчатого венца;

Определение коэффициентов К_Н, К_F:

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: К_Н = К_Н  К_НV (3.16) при расчёте на изгибную выносливость: К_F = К_F  К_FV, (3.17)

где К_Н, К_F - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

К_НV, К_FV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов:

_а = 0,315

К_Н = 1,15

К_F = 1,33 рис. 5.1

Определяем скорость в зацеплении:

(3.18)

где n_ш – частота вращения шестерни, мин^-1;

C_V – вспомогательный коэффициент ( для косозубых цилиндрических передач C_V = 1600);

T_к – момент на колесе, Нм.

Рекомендуемая степень точности 8-я табл. 5.2

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV

К_НV = 1,02 табл. 5.3

К_FV = 1,06 табл. 5.4

Таким образом: К_Н = 1,15  1,02 = 1,173; К_F = 1,33  1,06 =1,4098

принимаем мм.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

m₁₂ = (0,01…0,02)  120 = 1,2… 2,4 мм.

принимаем m₁₂ = 2мм;

Найдём суммарное число зубьев: (3.19)

где,  - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла  является не известным, то предварительно зададимся величиной  = 14.

; Принимаем Zс =118

Число зубьев шестерни: ;

Принимаем Z₁ = 18

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение передачи:

;

Погрешность не превышает 3%, значит принятые параметры принимаются окончательно.

Определим ширину зубчатого венца колеса:

Принимаем b₂ = 38мм.

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5 мм больше:

Уточним угол наклона зуба:

Определение геометрических размеров зубчатых колёс: