Расчет и обоснование привода

1. Кинематический и силовой расчет привода

 

1.1 Выбор электродвигателя

Общий коэффициент полезного действия привода

где h_общ – общий КПД привода

h_м1 – КПД упругой муфты, h_м1 = 0,99;

– КПД конической передачи, h_кон = 0,97

h_цп – КПД зубчатой цилиндрической передачи, h_цп = 0,975;

h_м2 – КПД упругой муфты, h_м2 = 0,99;

h_оп – КПД подшипников качения, h_оп = 0,99

Примечание: значение КПД см. [Журнал лабораторных работ, табл. 2]

Мощность на рабочем органе

Частота вращения рабочего органа

Потребная частота вала электродвигателя

где: u_Т=3 – значение передаточного числа тихоходной ступени цилиндрической передачи;

u_Б=5 – значение передаточного числа быстроходной ступени ступени цилиндрической передачи.

1.2 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням, из условия получения минимальных габаритов

 

Общее передаточное число привода

Передаточное число редуктора

т. к. отсутствуют ременная и цепная передачи

Передаточное число тихоходной ступени редуктора

Передаточное число быстроходной ступени редуктора

Принятое передаточное число редуктора

Принимаем стандартные значения U_б=3.55 и U_т=5 [Журнал лабораторных работ, табл. 6]

Относительная погрешность передаточного числа редуктора

 

 

2. Проектирование редуктора

 

2.1 Тихоходная ступень

 

Выбор материала и термической обработки

Принимаем:

Колесо – Ст 45 улучшение; HB₄ 240…285;

Шестерня – Ст 40Х улучшение; HB₃ 260…280;

Примечание: марки материалов и рекомендуемые твёрдости см. [Журнал лабораторных работ, табл10]

Допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную выносливость

Эквивалентное время работы

Эквивалентное число циклов нагружения

для колеса

для шестерни

Базовое число циклов нагружения

для колеса

для шестерни

Коэффициенты долговечности:

для колеса ,

для шестерни  

Базовый предел контактной выносливости

для колеса

для шестерени

Смотри [Журнал лабораторных работ, табл 11]

Допускаемые контактные напряжения

для колеса

для шестерни

S_H=1.1 коэффициент безопасности, см. [Журнал лабораторных работ, табл. 11]

Расчетное допускаемое напряжение

т. к. , то

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на изгибную выносливость (усталость)

Эквивалентное время работы

при HB_ср<350

Эквивалентное число циклов нагружения

для колеса

для шестерни

Коэффициенты долговечности:

для колеса ,

для шестерни  т. к.

Базовый предел изгибной выносливости

для колеса

для шестерни

Примечание: см. [Журнал лабораторных работ, табл. 11]

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость

для колеса

для шестерни

S_F=1.75-коэффициент безопасности, см. [Журнал лабораторных работ, табл. 11]

где K_FC=1 – коэффициент реверсивности.

Допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках

Допускаемые контактные напряжения при перегрузках моментом Т_max.

для колеса

для шестерни

Допускаемые напряжения изгиба при перегрузках моментом Т_max.

для колеса

для шестерни

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние косозубой тихоходной ступени из условия контактной выносливости

 см. [Балдин, Галевко; стр. 37; табл 2.3]

 см. [Балдин, Галевко; стр. 30; рис 2,11]

Округляем до стандартного значения a_ω=160 мм., См. [Журнал лабораторных работ, табл. 9]

Нормальный модуль

 См. [Журнал лабораторных работ, табл. 9]

Принимаем по ГОСТу m=2,5.

Число зубьев для косозубой передачи тихоходной ступени

 

Принимаем:

Уточняем угол наклона зубьев:

β=arccosβ=10^° 8^' 30.46^»

Действительное передаточное число

Относительная погрешность

Делительные диаметры шестерни и колес

Диаметр окружности выступов

для шестерни

для колеса

Диаметры окружности впадин

для шестерни

для колеса

Ширина зубчатых колес

для колеса

для шестерни

Определение слабого элемента при расчете на изгибную выносливость.

Эквивалентное число зубьев:

Коэффициент формы зуба:

 

Приложение: См. [Балдин, Галевко; стр. 43; рис 2.13]

Сравниваем:

Вывод: слабым элементом является зуб колеса, т.е. расчет на изгибную выносливость необходимо вести по колесу, [σ_F]₄=257,14 МПа.

Определение расчетной нагрузки.

Удельная нагрузка на единицу длины зуба:

 см. [Балдин, Галевко; стр. 33; Табл 2.2]

Примечание: см. [Балдин, Галевко; Стр. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих напряжений изгиба для зуба колеса.

 МПа

y_β=cosβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

Вывод:  следовательно работоспособность по изгибной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи

Принимаем 9 степень точности.

Определение расчетной нагрузки при расчете на контактную выносливость.

 – коэффициент распределения между зубьями.

см. [Балдин, Галевко; стр. 33; Табл 2.2]

 – коэффициент динамической нагрузки.

Примечание: см. [Балдин, Галевко; Стр. 30,32; рис 2.11, Табл 2.1]

Определение действующих контактных напряжений.

Коэффициент, учитывающий геометрию передачи – Z_H= Z_м=275 МПа – коэффициент, учитывающий свойства материала.

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, где: К_ε=0,95

Вывод: σ_H=438,69 МПа ≤ [σ_H]=448,6 МПа, работоспособность зубчатой передачи по контактной выносливости обеспечена.

Проверочный расчет зубьев при перегрузках

Расчет ведется по T_max в момент пуска, T_max/T_ном=2,4 из характеристики двигателя.

Контактные напряжения в момент пуска:

Вывод: σ_Hmax=694,99 МПа ≤ [σ_H]_max3=1624 МПа, контактная прочность рабочей поверхности зуба при перегрузках обеспечена.

Напряжения изгиба в период пуска:

Вывод: σ_Fmax=176,88 МПа ≤ [σ_F]_max3=685 МПа, изгибная прочность зуба при перегрузках обеспечена.