Определение основных энергетических и кинематических параметров передачи

; - значение мощности двигателя, номинальное и на третьем валу – кВт.

; и - частоты вращения двигателя второго и третьего вала – об/мин.

, где - частота вращения первого вала.

, , - вращающие моменты соответственно на втором, первом и третьем валах.

; где - момент Нм, - const, - частота вращения.

, где - к.п.д. привода

, где

- к.п.д. зубчатой передачи. Значение принимаем по справочнику в зависимости от ее типа, режима трения и качества рабочей поверхности зубьев. При принятых условиях цилиндрические зубчатые передачи близки к жидкостному режиму трения и чистовом нарезании зубьев, при этом

мкм – шероховатость; при шлифовке .

При принятых условиях смазки по справочнику находим (см. [2] стр. 7; табл. 1.1); а при шлифовке до 0, 99. К расчёту принимаем .

Ориентируясь на подшипники качения (ПК) нулевого класса точности, к.п.д. одной подшипниковой пары (см. [5] стр. 7)

кВт;

Согласно значению кВт по каталогу выбираем двигатель . По ГОСТ 19529–74 выбираем наиболее подходящий асинхронный двигатель (См. [3] стр. 5; табл. 1.1).

Тип двигателя: 4А112МА4;

Номинальная мощность: 5.5 кВт;

Частота вращения: 1445 об/мин – синхронная частота электродвигателя;

Диаметр вала: 32 мм (см. [3] стр. 5; таб. 1.1);

 

Определение необходимого передаточного числа редуктора

Расчетное значение , где ;

- расчётное передаточное число редуктора;

1.2.1 Определение общего передаточного числа

;

1.2.2 Определение передаточного числа быстроходной ступени (БХ)

При развёрнутой схеме рекомендуется определять по формуле:

1.2.3. Определение передаточного числа тихоходной ступени (ТХ)

;

Следовательно: ;

1.2.4 Значения и согласовываем с ближайшими значениями из соответствующего стандартного ряда

По ряду стандартных чисел Ra 20:

; ;

1.2.5 Уточняем общее передаточное число редуктора

;

;

1.2.6 Определяем фактическую частоту вращения выходного вала

об/мин

1.2.7 Проверка погрешности скорости на выходе

;

Данная погрешность в пределах допустимых значений .

Определение значения вращающих моментов и частот вращения на каждом валу

1.3.1 Определение значения крутящих моментов

Нм;

Нм;

Нм;

Определение частот вращения

об/мин;

об/мин;

об/мин;

1.5 Определение назначенного ресурса

часов, где

- число смен в сутки;

- продолжительность смены;

- кол-во рабочих дней в году;

- срок службы;

Принимаем часов.

2 Выбор материалов зубьев ЗК (зубчатых колес); назначение режимов их упрочнения и определение допускаемых напряжений [ ] – на контактную и [ ] – изгибную выносливость

Выбор материала зубьев зубчатых колёс

Принимаю к исполнению среднеуглеродистую Сталь 45 (см. [3], стр. 8, табл. 2, 1) для всех зубчатых колёс. Назначаем для стали термообработку: улучшение.

При улучшении Сталь 45 имеет характеристики HB=269…302; МПа; МПа.

Расчёт допускаемых контактных напряжений

Для шестерен и назначаю твёрдость HB = 300.

Для колес и назначаю твёрдость HB = 280.

Рассчитаем для шестерен и по формуле:

;

МПа;

Рассчитаем для колес и по формуле:

;

МПа;

- эквивалентное число циклов нагружения шестерни;

, где m=6, C=1, =321;

;

m – показатель кривой выносливости при расчете;

С = 1, т.к. в зацепление находится 1 шестерня и 1 колесо;

- коэффициент параметров нагружения привода (по заданию).

Степень (m/2) берётся потому, что при выводе данной формулы фактические контактные напряжения являются и при замене отношений напряжений отношениями моментов, при переходе к безразмерному коэф. , показатель m уменьшается в два раза .

- эквивалентное число циклов нагружения колеса;

, где m=6, C=1, =114.6;

;

;

;

- базовое число циклов нагружения;

При расчёте получилось , поэтому принимаем

- коэффициент долговечности.

[ ] = МПа;

[ ] = МПа;

- запас контактной выносливости;

Для косозубых и шевронных передач из-за некоторого отличия закона накопления контактных деформаций, расчёт следует вести по усреднённым контактным допускаемым напряжениям [ ] и [ ]

Определяем ;

;

;

Мпа;

 

- эквивалентное число циклов нагружения шестерни;

, где m=6, C=1, =1445;

;

, где m=6, C=1, =321;

;

Твёрдость шестерни 1 и колеса 2 принимаем такую же как и у шестерни 3 и колеса 4, получаем:

и ;

Тогда и ;

- (H – контактное напряжённое состояние; Lim – предел; b – базовый);

Также получаем:

= и = .

 

1234Следующая ⇒

Поделиться: