Определение передаточного отношения привода

2.1.1 Определение передаточного отношения привода

Заданы частоты вращения входного nвх и выходного nвых валов. nвх – частота вращения двигателя (1310 об/мин), nвых – частота вращения кулачка (20 об/мин).

Передаточное отношение привода определяется по формуле:

С другой стороны, передаточное отношение равно произведению передаточных отношений отдельных ступеней привода:

,

откуда

, тогда непланетарная часть привода имеет одну простую ступень.

2.2 Определение КПД привода и подбор электродвигателя

При заданном крутящем моменте на кулачке Тк=Твых и частоте его вращения nк=nвых можно определить требуемую мощность на выходе:

[Вт]

Для одной ступени планетарной передачи (закрытой) находим η1=0,98. Для непланетарной части (открытой) η2=0,96.

Определяем КПД планетарной ступени привода. При передаче вращения от центрального колеса к водилу и передаточном отношении │Uпл│>1 КПД определяется по формуле:

,

где k – число блоков сателлитов

Общий КПД привода , где k1 – число ступеней непланетарной части

k1=1:

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

[Вт]

По требуемой мощности и частоте вращения двигателя (nдв=1310 мин-1) по таблице 1.2 [2] выбираем двигатель с мощностью, большей, чем Ртр и частотой вращения близкой к заданной. Подходит двигатель АОЛ-011-4 с мощностью Р=50 Вт и частотой вращения n=1390 мин-1.

Уточняем передаточное отношение привода

и передаточное отношение непланетарной ступени

,

т.е. одна простая ступень с передаточным отношением

2.3 Расчет зубчатой передачи с неподвижными осями колес

Существует два вида расчетов для зубчатой передачи:

- проектный расчет,

- проверочный расчет.

Проектный расчет проводится по условию контактной прочности зубьев колес; при этом определяются основные геометрические размеры передачи.

Проверочный расчет проводится по условию прочности зубьев колес на изгиб.

2.3.1 Выбор материала. Проверка зубьев по контактным напряжениям и напряжениям изгиба

Считая условия работы привода нормальными, по таблице 1.3 [2] принимаем

для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшения, а для зубчатого колеса – сталь 45 с термообработкой нормализация. По таблице 1.3 [2]:

а) для шестерни получаем твердость HB1=192…240; средняя НВср1=216, предел прочности σu1=750 МПа; предел текучести σу1=450 МПа;

б) для колеса: НВ2=167...229; средняя НВср2=198, σu2=580 МПа; σу2=320 МПа;

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле

, где

КHL – коэффициент долговечности передачи.

,

NH0=107 циклов, NH∑=60n2Lh

NH0 – базовое число циклов нагружения колес,

NH∑ - расчетное число циклов напряжения,

 - частота вращения колеса,

Lh=11∙103 час – срок службы передачи,

NH∑=321,895∙106,

NH0=107, тогда КHL=0,03<1, значит примем КHL=1

σ0Нdim b2 =2НВ+70=466 МПа

предел контактной выносливости для нормализованной и улучшенной стали. SН=1,1, тогда σНadm=423,64 МПа.

2.3.2 Определение основных размеров передачи

1). Определение предварительного межосевого расстояния передачи

Предварительная величина межосевого расстояния определяется из условия контактной прочности зубьев колес по формуле:

u1 – передаточное отношение рассчитываемой зубчатой передачи;

Кнβ – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий. Кнβ=1,0;

Т2 – момент на колесе, Н∙мм

Ψba=b/a – коэффициент ширины зубчатого колеса.

Для открытых передач Ψba=0,1...0,2. Принимаем Ψba=0,16, тогда

Предварительное межосевое расстояние aﺍ=32 мм.

2). Определение основных размеров колес.

Число зубьев шестерни (ведущее колесо) определяется:

, где

m – модуль зубчатого колеса, m=P/π, где Р- окружной шаг.

Модуль зубчатого колеса принимается из интервала (0,01...0,02)aﺍ, т.е. m=(0,01...0,02)∙32=0,32...0,64 мм. По ГОСТ 9563-80 принимаем m=0,4 мм.

Число зубьев колеса

Округляя числа зубьев до целых значений, получим Z1=40, Z2=120.

Определяем диаметры делительных окружностей колес:

d1=m∙z1=0,4∙40=16 мм

d2=m∙z2=0,4∙120=48 мм

Диаметры окружностей выступов:

da1=d1+2∙m=16+0,8=16,8 мм

da2=d2+2∙m=42+0,8=42,8 мм

Фактическое межосевое расстояние:

Ширина венцов зубчатых колес:

Колеса:

b2=Ψba

a=0,16∙32=5,12 мм, принимаем b2=6 мм

Шестерни:

b1=b2+2 мм=6+2=8 мм

Высота зубьев колес:

если m≤1, то h=2,35∙m=2,35∙0,4=0,94 мм

Фактическое передаточное отношение:

такая погрешность допустима.