2.2 Розрахунки частот обертання

Частота обертання муфти дорівнює частоті обертання вхідного валу редуктора і встановленої на цьому валу шестерні швидкохідної ступені

n_дв = n_муф = n_ш =n_z1 = 1445 мин^-1.

Частота обертання проміжного валу редуктора і закріплених на нім колеса швидкохідної ступені і шестерні тихохіднї ступені:

n_пр = n _z2 =n_z3 = n _z1/ u_12ст = 1445 /2,5 = 578 хв^-1.

Частота обертання вихідного (тихохідного) валу двоступінчатого редуктора, веденого колеса тихохідної ступені і провідної зірочки ланцюгової передачі рівні:

n_вих = n _т =n_z4 = n_{зір =} n _z3/ u_34ст = 578 /1,8 = 321,1 хв^-1.

2.3 Розрахунки потужностей і моментів, що обертають

Потужності, передаванні окремими елементами приводу:

Р_вщ = Р_потр = 4,71 кВт;

Р_муф = Р_потр η_муф = 4,71 х 0,98 = 4,616 кВт.

Р_z1 = Р_вх η_під = 4,616 х 0,99 = 4,57 кВт.

Р_z2 = Р _z1 η_зач = 4,57 х 0,97 = 4,43 кВт.

Р_z3 = Р _z2 η_під = 4,43 х 0,99 = 4,39 кВт.

Р_z4 = Р _z3 η_зач = 4,39 х 0,97 = 4,26 кВт.

Р_вих = Р _зір = Р_z4η_под = 4,26 х 0,99 = 4,214 кВт.

Моменти, що обертають:

Т_дв = 9550 (Р_вщ/ n_вщ) = 9550(4,71/1445) = 31,1 Нм.

Т_муф = 9550 (Р_муф/ n_вх) = 9550(4,616/1445) = 30,51 Нм.

Т _z1 = 9550 (Р _z1/ n _z1) = 9550(4,57/1445) = 30,2 Нм.

Т _z2 = 9550 (Р _z2/ n _z2) = 9550(4,43/578) = 73,2 Нм.

Т _z3 = 9550 (Р _z3/ n _z3) = 9550(4,39/578) = 72,5 Нм.

Т _z4 = 9550 (Р _z4/ n _z4) = 9550(4,26/321,1) = 126,6 Нм.

Т _вих = Т_зір = 9550 (Р _вих/ n _вих) = 9550(4,214/321,1) = 125,3 Нм.

Результати розрахунків приведені в табл..2

Таблиця 2 – Результати кінематичних розрахунків

Парамет-ри	Електро-двигун	Муфта	Редуктор				Ланцюгова передача
			z1	z2	z3	z4
n, хв-1	1445	1445	1445	578	578	321,1	321,1
Р, кВт	4,71	4,616	4,57	4,43	4,39	4,26	4,214
Т, Нм	31,1	30,51	30,2	73,2	72,5	126,6	125,3
u	-	-	2,5		1,8		1,4

3 Розрахунки зубчастих передач

3.1 Проектувальний розрахунок швидкохідної ступені 1-2

Вихідні дані вибираємо з результатів кінематичного розрахунку табл.1.

Р₁ = 4,57 кВт; Р₂ = 4,43 кВт;

n₁ = 1445 хв^-1; n₂ = 578 хв^-1;

u₁₂ = 2,5.

Призначення матеріалів і розрахунок напруги, що допускається.

Приймаємо для виготовлення прямозубої циліндричної шестерні і колеса Сталь 45 з термообробкою – поліпшення.

Для шестерні твердість поверхні зубів Н₁= 269...302 НВ (табл.26 [3]). Для розрахунку приймаємо твердість Н₁ = 285НВ ; σ_В1=890 МПа, σ_т1= 650 МПа при діаметрі заготовки до 80 мм;

Для колеса твердість зубів на 35 НВ менше твердості зубів шестерні. Приймаємо твердість поверхні зубів Н₂= 235…262 НВ (табл.26 [3]). Для розрахунку приймаємо твердість Н₂ = 250НВ ; σ_В2=780 МПа, σ_т2= 540 МПа при діаметрі заготовки до 125 мм;

Контактна напруга, що допускається:

де σ_{H lim b} – межа контактної витривалості, відповідна базовому числу циклів N_НО.

K_HL – коефіцієнт довговічності;

S_H- коефіцієнт безпеки;

Z_R – коефіцієнт, що враховує шорсткість зв'язаних поверхонь;

Z_v - коефіцієнт, що враховує вплив коловоої швидкості;

K_L - коефіцієнт, що враховує вплив мастила;

K_XH - коефіцієнт, що враховує вплив розміру колеса.

Для шестерні:

σ_{H lim b} = 2Н_НВ + 70 = 2 · 285 + 70 = 640 МПа (табл. 28[3]).

S_H = 1,1 (табл. 29[1]).

< 1, приймається рівним 1, оскільки повинен знаходитися в межах 1≤ K_HL ≤ 2,6 (стр.91[3]).

де N_НО – базове число циклів зміни напруги, відповідне тривалій межі витривалості.

N_HO = 30H _HB ^2,4 = 30∙285^2,4 =23374855;

N_HE – еквівалентне число циклів зміни напруги. Розраховується з врахуванням даних режиму навантаження.

Z_R = 1 (прийнятий 7-й клас точності);

Z_v =1 (очікується V< 5 м/с);

K_L =1 (рясно змащувана передача);

K_XH = 1 (очікуваний діаметр колеса менший 700 мм).

[σ]_H1=640·1·1·1·1·1/1,1= 582 МПа.

Для колеса:

σ_{H lim b} = 2Н_НВ + 70 = 2 · 250 + 70 = 570 МПа (табл. 28[3]).

S_H = 1,1 (табл. 29[1]).

< 1, приймається рівним 1.

N_HO = 30H _HB ^2,4 = 30∙250^2,4 =17067789;

N_HE2 = N_HE1/u₁₂ = 667329900/2,5 =266931960

Z_R = 1 (прийнятий 7-й клас точності);

Z_v =1 (очікується V< 5 м/с);

K_L =1 (рясно змащувана передача);

K_XH = 1 (очікуваний діаметр колеса менший 700 мм).

Для прямозубих передач за розрахункову береться менша з двох напруг, що допускаються, які визначені за матеріалом шестерні і колеса. У нашому випадку [σ]_{Н роз} = [σ]_Н2 = 518 МПа.

Призначаємо коефіцієнти.

Для прямозубих зубчастих коліс коефіцієнт ширини зубчастого колеса відносно міжосьової відстані ψ_ba =b/a назначається в межах 0,20…0,40 і вибирається з ряду по ГОСТ 2185-76 (табл.30) [1]. Приймаємо ψ_ba = 0,315.

Коефіцієнт К_Н = К_Нα К_Нβ К_Нν

К_Нα – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами. Для прямозубих передач приймається = 1.

К_Нβ - коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця.

По табл.37[3] при b/d₁ = ψ_ba (u₁₂+1)/2 = 0,315(2,5+1)/2 = 0,55; (колесо приробляється; положення колеса - поблизу однієї з опор) К_Нβ = 1,06.

К_Нν – коефіцієнт динамічності навантаження. У проектувальних розрахунках приймається рівним 1,2 [3, стр.96].

Розраховуємо міжосьову відстань.

Приймаємо з табл.32 [3]. а = 90 мм.

Призначення модуля.

m_n = (0,01…0,025)a – (0,01…0,025)90 = 0,9…2,25 мм.

Приймаємо з табл.33 [3]. m = 2 мм.

Призначення чисел зубів.

(Z₁ +Z₂) = (2a)/m_n =(2∙90)/2 = 90

Z₁ = (Z₁ +Z₂)/(U_1-2+1) = 90/(2,5+1) = 25,7

Приймаємо Z₁= 26.

Z₂ = (Z₁ +Z₂)- = 90 – 26 = 64.

U_1-2ф = Z₂/ Z₁ = 64/26 =2,46

<[ U ]=2,5%.

Розрахунок геометричних розмірів зубчастих коліс.

Ширина вінця колеса:

b₂ = b_ω ≈ ψ_ba∙ a = 0,315 ∙ 90 = 28,35 мм.

По табл.34 приймаємо b₂ = 30 мм.

Ширину шестерні приймаємо на 2…5 мм більше для компенсації неточностей монтажу.

b₁ = b₂ + 4 = 30 + 4 = 34мм.

d₁ = m ∙ z₁ = 2∙ 26 = 52 мм – діаметр ділильного кола.

d_a1 = d₁ + 2m = m(z₁+2) = 52 + 2 ∙ 2 = 56 мм – діаметр кола виступів.

d_ƒ1 = d₁ – 2,5m = m(z₁+2,5) = 52 – 2,5 ∙ 2 = 47 мм – діаметр кола западин.

d₂ = m ∙ z₂ = 2∙ 64 = 128 мм.

d_a2 = d₂ + 2m = 128 + 2 ∙ 2 = 132 мм.

d_ƒ2 = d₂ – 2,5m = 128 – 2,5 ∙ 2 = 123 мм.

Перевірка: d₁/2 + d₂/2 = а

52/2 +128/2 = 90 мм.

Призначення міри точності

Підставою для призначення міри точності зубчастих коліс є колова швидкість

> 2 но < 6 м/с

Призначаємо міру точності 8В (табл.35,36).