2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм =1430/104= 13,75

принимаем для конической передачи u₁ = 3,15, тогда для открытой пе-

редачи

u₂ = u/u₁ = 13,75/3,15 = 4,37

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв =1430 об/мин ₁ =1430π/30 =149,7 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1430/3,15 = 454 об/мин ₂= 454π/30 = 47,5 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 454/4,37 = 104 об/мин ₃= 104π/30 = 10,9 рад/с

Фактическое значение скорости грузовой цепи

v = πDn₃/6·10⁴ = π·275·104/6·10⁴ = 1,497 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = (1,50 – 1,497)100/1,5 = 0,2% < 5%

Полученное значение намного меньше допускаемого

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трη_мη_пк = 3810·0,98·0,995 = 3715 Вт

P₂ = P₁η_зпη_пк = 3715·0,97·0,995 = 3586 Вт

P₃ = P₂η_опη_пс = 3586·0,93·0,99 = 3300 Вт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 3715/149,7 = 24,8 Н·м

Т₂ = 3586/47,5 = 75,5 Н·м

Т₃ = 3300/10,9 = 302,8 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборо­тов об/мин	Угловая ско­рость Рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1430	149,7	3,810	25,5
Ведущий редуктора	1430	149,7	3,715	24,8
Ведомый редуктора	454	47,5	3,586	75,5
Рабочий привода	104	10,9	3,300	302,8

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

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 = 573·47,5·28,5·10³ = 78,8·10⁷.

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.

4 Расчет закрытой конической передачи

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[(75,510³1,13,15)/(1,85·417² )]^1/3= 154 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 d_e2 = 160 мм

Углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 3,15  ₁ = 17,61°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 17^o36’ = 72,39^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 160/(2sin72,39°) = 84 мм,

b = y_bRR_e

где y_bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса

b = 0,285×84 = 24 мм

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 = 14·75,5·10³·1,08/(1,0·160·24·199) = 1,49 мм.

принимаем m_te = 1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_te = 160/1,5 = 107

z₁ = z₂/u₁ =107/3,15 = 34

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ =107/34 = 3,15

По таблице 4.6 [1c.68] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_n1 = 0,19; х_n2 = -0,19

Диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_tez₁ = 1,50·34 = 51 мм

Диаметры вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 1,64(1+x_n1)m_tecos δ₁ = 51+1,64(1+0,19)1,50·cos17,61°=53,79 мм

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

= 160 + 1,64(1 + 0,19)1,50·cos72,39° =160,88 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1=d_e1–1,64(1,2–x_n1)m_tecos δ₁ =51–1,64(1,2–0,19)1,5·cos17,61° = 48,63 мм

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

= 160 – 1,64(1,2 – 0,19)1,5·cos72,39° =159,25 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·51 = 43,70 мм

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

Силы действующие в зацеплении:

окружная

F_t= 2T₂/d₂ = 2×75,5×10³/137,12 = 1101 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_tγ_r = 1101·0,208 = 229 H

где γ_r – коэффициент радиальной силы

γ_r = (0,44cosδ₁ – 0,7sinδ₁) = 0,44cos17,61° – 0,7sin17,61° = 0,208

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_tγ_a = 1101·0,80 = 881 H

где γ_а – коэффициент осевой силы

γ_а = (0,44sinδ₁ + 0,7cosδ₁) = 0,44sin17,61° + 0,7cos17,61° = 0,80

Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₂/210³ = 47,5·137,12/210³ = 3,3 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,0×1,05·1,1 =1,155

K_Hα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hβ = 1,1–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,05 – динамический коэффициент [1c62]

σ_Н = 470{11011,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·24160)}^1/2 = 362 МПа

Недогрузка (417 – 362)100/417=13,2 % > 10% - допускаемая недогрузка 10%, поэтому принимаем ширину венца b = 22 мм, тогда

σ_Н = 470{11011,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·22160)}^1/2 = 378 МПа

Недогрузка (417 – 378)100/417= 9,3 % < 10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_te)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/(cosd·cos³β)

β = 35° - угол наклона зубьев

z_v1 = 34/(cos17,61°·cos³35°) = 64,9 → Y_F1 = 3,56

z_v2 =107/(cos72,39°·cos³35°) = 643 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,09 – коэффициент динамичности [1c62]

σ_F2 = 3,56·1,0·1101·1,0·1,0·1,09/(1,0·22·1,5) = 129 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 129·3,56/3,63 = 127 МПа < [σ]_F1

Так как расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.