С иловые и кинематические параметры привода

1. Выбор электродвигателя.

Р_треб. = = =1.9 кВт

n_{общ =} n_р.п.× n_з.п. × n_м × n_п.к³ = 0.98 × 0.99³× 0.93 × 0.95 = 0.84

n_м= 0.98;

n_п.к = 0.99;

n_р.п. = 0.92 … 0.95;

n_з.п= 0.95 … 0.97;

U_рем.= 2 … 4;

U_з.п. = 2.15 … 6;

U_общ.= 4.3 … 24;

Обороты двигателей: 750 (700), 1000 (935), 1500 (1415), 3000 (2850).

U_общ.= = 24.78;

U_общ.= = 12.3;

U_общ.= = 8,13;

U_общ.= = 6.09;

Выберем U_общ. = 12.3. Согласно полученному значению принимаем асинхронный двигатель 4АМ80В4УЗ ГОСТ-31606-2012.

Выбираем двигатель со средней частотой вращения (1415 ), так как двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости.

2. Определение передаточных чисел

U_общ.= 12.3;

U_общ.=U_рем. × U_зуб.;

U _зуб.= 4;

U_рем.= = = 3.075;

3. Определение частот вращения валов и угловой скорости

Определим частоту вращения валов:

n_I= n_дв. = 1415 ;

n_II= = = 460.16 ;

n_III= = = 115.04 ;

n_IV= n_III= 115.04 ;

Определим угловую скорость:

ω_I = = = 74.05 ;

ω_II= = = 24.08 ;

ω_III = ω_IV= = = 6.02 ;

4. Определение мощности на валах

P_I =P_треб. = 1.9 кВт;

P_II = P_I × n_р.п= 1.9 × 0.92 = 1.75 кВт;

P_III = P_II × n_п.к × n_з.п= 1.75 × 0.99 × 0.95 = 1.65 кВт;

P_IV = P_III × n_м × n_п.к² = 1.65 × 0.98 × 0.99² = 1.58 кВт.

5. Определение крутящего момента на валах

T_I = = = 0.026 кН× м

T_II = T_I × U_рем. × n_р.п= 0.026 × 3.075 × 0.92 = 0.074кН× м

T _III = T_II × U_зуб. × n_з.п× n_п.к= 0.074 × 4 ×0.95 × 0.99 = 0.28кН× м

T_IV = T_III× n_м× n_п.к² = 0.28 × 0.98 × 0.99² = 0.27кН× м

Параметр	передача			параметр	вал
	Закрытая (редуктор)	открытая			двигателя	редуктора			Приводной рабочей машины
						Быстро-ходный		Тихо-ходный
Передаточное число u	4	3.075		Расчетная мощность P, кВт	1.9	1.75	1.65		1.58
				Угловая скорость ω, 1/с	74.05	24.08	6.02		6.02
КПД ŋ	0.95	0.93		Частота вращения n, об/мин	1415	460.16	115.04		115.04
				Вращающий момент Т, Н×м	0.026	0.074	0.28		0.27

Табл.1 Силовые и кинематические параметры привода

В ыбор материала зубчатых передач. Определение допускаемых напряжений

HB₁ - твердость шестерни;

HB₂ - твердость колеса;

Для нашего привода мы выбрали сталь 40Х;

Заготовка шестерни D_пред.: 200 мм;

Заготовка колеса S_пред.: 125 мм;

Твердость зубьев шестерни : 269 – 302 НВ;

Твердость зубьев колеса: 235-262 НВ;

Термообработка: Улучшение;

Определим HB_1ср. и HB_2ср.

HB_1ср. = шестерни);

HB_2ср.= 249 (для колеса);

Определим механические характеристики для стали шестерни и колеса:

σ_в1 = 900 ;

σ _-1(1) = 410 ;

σ _в2 = 790 ;

σ _-1(2) = 375 ;

6. Определим допускаемые контактные напряжения [σ]_н:

[σ]_н1 – зубья шестерни;

[σ]_н2- зубья колеса;

а) Определим коэффициент долговечности для зубьев шестерни и K_HL1 и зубьев колеса K_HL2:

K_HL1 = ; K_HL2= ;

N = 573ωL_h ;

L_h= 365×L_r × K_r × t_c× L_c× K_c = 365 × L_r× t_c×L_c= 365 × 2 × 8 × 2 = 11680;

L_r= 2 года (1.94); K_r= = 0.68;

Так как N>N_HO, то K_HL1= K_HL2 = 1;

б ) Определим допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

[σ]_н01 = 1.8 ×HB_ср+ 67 = 1.8 × 286 + 67 = 581.8 582 ;

[σ]_н02 = 1.8 × HB_ср + 67 = 1.8 × 249 + 67 = 515 ;

[σ]_н1 = K_HL1× [σ]_н01 = 582 ;

[σ]_н2= K_HL2×[σ]_н02= 515 ;

7. Определим допускаемое напряжение изгиба

а) K_FL1 = K_FL2 = 1;

б) допускаемое натяжение изгиба

[σ]_F01 = 1.03 ×HB_ср= 1.03 × 282 = 290.5 ;

[σ]_F02= 1.03 ×HB_ср= 1.03 × 249 = 256.5 ;

[σ]_F1 = K_FL1×[σ]_F01= 290.5 ;

[σ]_F2= K_FL2 ×[σ]_F02= 256.5 ;

Таблица 3.Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB1ср	σв	σ -1	[σ]н	[σ]F
		Sпред		HB2ср.	Н/мм2
Шестерня	40Х	200 мм	улучшение	286	900	410	582	290.5
Колесо	40Х	125мм	улучшение	249	790	375	515	256.5

Р асчет закрытой конической зубчатой передачи

1. Определим внешний делительный диаметр колеса d_e2 , мм:

d_e2 ≥ 165× ;

а) T₂ = 280 Н × мм;

б) K_Hß = 1 (для колеса с прямыми зубьями)

в) = 1

d_e2 ≥ 165× = 266,697;

2. Определим углы делительных конусов шестерни δ₁ и δ₂:

δ₂= arctg(u); δ₁= 90°- δ_2;

δ₂= arctg(4) = 75,96376;

δ₁= 90°- 75,96376 = 14,03624;

3. Определим внешнее конусное расстояние R_e, мм

R_e= = = 137,45;

4. Определим ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм

b= ψ_R×R_e= 0.285 × 137,45 = 39.17 39;

5. Определим внешний окружной модуль m_e для прямозубых колес, мм

m_e= ×K_Fß;

K_Fß=1;

V_F= 0.85;

m_e= = 1,73;

6. Определим число зубьев колесаz₂ и шестерни z₁:

z₂= = = 154;

z₁= = = 39;

7. О пределим фактическое передаточное число

_ф= = = 3,95;

Δ _ф= = ×100%=1,25% (≤ 4%);

8. Определяем действительные углы делительных кону19,5в шестерни ∂₁ и колеса ∂₂:

∂₂=arctgu_ф= arctg 3,95=75.79^o

∂₁=90^o-∂₂=90^o-75.79^o=14.21^o

9. Определяем коэффициент смещения:

Т.к. НВ_1ср- НВ_2ср=286-249=37<100

X_e1=0.24 (коэффициент смещения инструмента)

X_e2=-X_e1=-0.24 (коэффициент смещения колес)

10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса, мм:

1. Делительный диаметр шестерни и колеса

d_e1=m_e× z₁=1,73× 39=67,47мм

d_e2=m_e× z₂=1,73× 154=266,42мм

2. Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса,

d_ae1=d_e1+2× (1+x_e1) × m_e× cos∂₁=

=67.47+2(1+0.24) × 1,73× cos 18.43495=71,54мм;

d_ae2=d_e2+2× (1-x_e1) × m_e× cos∂₂=

=266,42+2(1-0.24)×1,73×cos71,56505=267,25мм;

3. Диметр впадин зубьев шестерни и колеса:

d_fe1=d_e1-2× (1.2-x_e1) × m_e× cos∂₁=

=67,47-2× (1.2-0.24) × 1,73× cos 18.43495=64,32мм;

d_fe2=d_e2-2× (1.2+x_e1) × m_e× cos∂₂=

=266,42-2× (1.2+0.24)×1,73×cos 71.56505=264,84мм;

11. Определяемсреднийделительный диаметр шестерни d₁и колеса d₂, мм:

d₁=0,857×d_e1=0.857×67,47=59,04;

d₂=0,857×d_e2=0.857×266,42=228,32;