10.10 Пример расчета редукторной передачи

Привод состоит из электродвигателя ременной передачи , цилиндрического косозубого редуктора и цепной передачи. Мощность на выходе рабочего вала Р_в=4,4 кВт, Угловая скорость рабочего вала _в=6,5 рад/с.

10.1. Кинематический расчет

10.1.1. Общий КПД привода:

 = ₁₂₃²η₄ = 0,980,960,995 ²·0,95 = 0,88,

где ₁ = 0,98 – КПД ременной передачи,

₂ = 0,96 – КПД зубчатой передачи,

₃ = 0,995 – КПД пары подшипников,

η₄ = 0,95 - КПД цепной передачи.

10.1.2 Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р/ = 4,4/0,848 = 4,5 кВт.

Выбираем электродвигатель 4А112М4УЗ [1,с. 391]:

мощность – 5,5 кВт

синхронная частота – 1500 об/мин

скольжение – 3,7%

рабочая частота 1500(100 – 3,7)/100 = 1445 об/мин.

10.1.3 Передаточное число.

Число оборотов рабочего вала:

n₃ = 30/ = 306,5/ = 62 об/мин,

u = n₁/n₃ = 1445/62 = 23,08.

Примем для ременной передачи u₁=2,0 [1, c . 36], тогда для цепной передачи

u₃ = u/u₁u₂ = 23,3/2·4.5 = 2,88

10.1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв= 1445 об/мин, ₁ = n₁/30= 1445/30 = 150 рад/с,

n₂ = n₁/u₁ = 1445/2,0 = 723 об/мин, ₂ = n₂/30=723/30 = 75 рад/с,

n₃ = n₂/u₂ = 723/4,5 = 160 об/мин, ₃ = n₃/30 = 160/30 = 18,75 рад/с.

n₄ = n₃/u₃ = 160/2,59 = 62 об/мин, ₄ = n₄/30 = 62/30 = 6,5 рад/с.

10.1.5 Крутящие моменты:

Т_дв = Р_тр/₁ = 5,210³/151,3 = 30 Нм,

Т₂ = Т_двu₁₁₃ = 34,42,00,960,995 = 60 Hм,

Т₃ = Т₂u₂₂₃ = 65,74,50,970,995 = 228 Hм.

Т₄ = Т₃u₃₄ = 285,22,590,92 = 620 Hм.

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

1. Выбор материалов зубчатой пары [1, c 34]

Принимаем сталь 45; термообработка улучшение

— шестерня: HB230;

— колесо: HB200.

10.2.2 Допускаемые контактные напряжения [1, c.33]

[s_H] = (2HB+70)K_HL/[S_H]

K_HL =1–коэффициент долговечности при длительной эксплуатации

[S_H] = 1,1 коэффициент безопасности

[s_H2] = (2HB+70)K_HL/[S_H]=(2×200+70)1/1,1=428 МПа

10.2.3 Допускаемые изгибные напряжения

[s_F] = 1,8HB/[S_F]

[S_F] = [S_F]'[S_F]''=1×1,75=1,75–коэффициент безопасности

[S_F]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала [1, c.45]

[S_F]''=1- коэффициент способа получения заготовки[1, c.44]

шестерня [s_F]₁ = 1,8×230/1,75 = 227 МПа

колесо [s_F]₂ = 1,8×200/1,75 = 206 МПа

10.2.4. Межосевое расстояние

,

К =49,5- для прямозубых передач [1, c .32]

y_ba = 0,25 – коэффициент ширины колеса [1, c .33]

K_Hβ = 1,1–при симметричном расположении колес [1, c.32]

a_W = 49,5 (4,0+1)[22810³1,1/(455²4,0²0,25)]^1/3 = 173 мм

Принимаем по ГОСТ 2185–66 [1, c .36] а_w = 180 мм

10.2.5. Модуль зацепления

m=(0,01¸0,02)a_w = (0,01¸0,02)180 = 1,8¸3,6 мм

принимаем по ГОСТ 9563–60 [1, c.36] m = 3 мм

6. Число зубьев:

— суммарное z_c= 2a_w/m= 2×180/3 = 120 — шестерни z₁= z_c/(u+1) = 120/(4,0+1) = 24

— колеса z₂= z_c-z₁ = 120 –24 = 96

уточняем передаточное отношение u = z₂/z₁ = 96/24 = 4

10.2.7 Основные размеры зубчатой пары

делительные диаметры

d₁= mz₁= 3×24 = 72 мм;

d₂ = 3×96 = 288 мм

диаметры выступов

d_a1= d₁+2m = 72+2×3 = 78 мм;

d_a2 = 288+2×3 = 294 мм

диаметры впадин

d_f1= d₁–2,5m = 72–2,5×3 = 64,5 мм;

d_f2 = 288 –2,5×3 = 280,5 мм

ширина колеса

b₂= y_baa_w = 0,25×180 = 45 мм

ширина шестерни

b₁= b₂+5 = 45 +5 = 50 мм

коэффициент y_bd= b₁/d₁ = 50/72 = 0,68

10.2.8. Окружная скорость

v = pdn/6×10⁴ = p×64,0·715/6×10⁴ = 5,4 м/с

Принимаем 8-ую степень точности

10..2.9Уточняем коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,03×1,05 =1,08

K_Hα= 1,00– для прямозубых колес [1, c.39]

K_Hβ = 1,03–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1, c.39]

K_Hv = 1,05–динамический коэффициент [1, c. 40]

10.2.10. Расчетное контактное напряжение

=

= 310/160[174,410³ 1,08(4,00+1)³/(404,00²)]^1/2 = 351 МПа.

10. 2.11. Силы действующие в зацеплении:

• окружная F_t= 2T₂/d₁ = 2×60×10³/72 = 1666,6 Н

• радиальная F_r = F_ttga = 1666,6*tg20^о = 606 H

10. 2.12. Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

s_F =F_tK_FY_F/bm

Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

при z₁=24 → Y_{F1 =} 3,9

при z₂=96 → Y_{F2 =} 3,6

отношение [s_F]/Y_F

шестерня [s_F]₁/Y_F1 = 237/3,9 = 60,7 МПа

колесо [s_F]₂/Y_F2 = 206/3,6 = 57,5 МПа

т.к. [s_F]₂/Y_F2 < [s_F]₁/Y_F1 то расчет ведем по зубьям колеса

коэффициент нагрузки

K_F = K_FβK_Fv = 1,25×1,07 = 1,34

K_Fβ = 1,07 – коэффициент концентрации нагрузки

К_Fv = 1,25 – коэффициент динамичности

s_F1 = 1,666×1,25×3,9/50×3 = 55,269 МПа

Условие s_F2 < [s_F]₂ выполняется