Расчет тихоходной ступени

Введение.

Привод работает по следующему принципу: вращающий момент с вала электродвигателя 1 через соединительную муфту 2 передается на быстроходный вал редуктора 3. Редуктор двухступенчатый. Первая ступень представляет собой цилиндрическую косозубую передачу, вторая – цилиндрическую прямозубую передачу.

1 – Электродвигатель.

2 – Соединительная муфта.

3 – Редуктор.

4 – Соединительная муфта.

5 – Рабочий орган.

 

Исходные данные.

1. Синхронная частота вращения электродвигателя ;

2. Частота вращения на входе исполнительного механизма ;

3. Вращающий момент на входе исполнительного механизма ;

4. Срок службы привода ;

суточная гистограмма нагружения привода.

 

Данные к гистограмме нагружения:

Относительная нагрузка:

Относительное время работы:

Кинематический и силовой расчет привода.

2.1 Вычисляем мощность на валу исполнительного механизма:

2.2 Определяем КПД привода:

где - КПД редуктора; , - КПД соединительных муфт 1, 2.

Принимаем согласно [1] КПД муфты

Вычисляем КПД редуктора

где – КПД пары подшипников. [1, стр. 7];

Z=3 – число пар подшипников;

– КПД 1 и 2 ступеней редуктора соответственно.

[2];

Тогда, из формулы (3) получим:

Из формулы (2):

2.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя:

 

2.4 Выбор электродвигателя.[2, приложение П1 ]

4А100L6У3

Характеристики:

2.5 Производим разбивку передаточного отношения по ступеням привода. Передаточное отношение редуктора.

Для редуктора выполненного по развернутой схеме рекомендуется [1] принимать:

2.6 Определяем вращающие моменты на валах:

а) вал двигателя: (8)

б) б/х вал редуктора: (9)

в) промежуточный вал редуктора:

г) тихоходный вал редуктора:

д) на валу исполнительного органа: =

=408.7 0.98=400.5 (12)

2.7 Вычислим частоты вращения валов:

а) быстроходный вал:

б) промежуточный вал:

в) тихоходный вал:

Расчет тихоходной ступени.

(цилиндрическая прямозубая передача)

3.1 Выбор материалов.

Ввиду отсутствия ограничения по весу и габаритным размерам, а также для обеспечения технологичности изготовления, примем следующие материалы:

-для изготовления колеса: сталь 45 с термообработкой нормализация. Твердость – 175…205 HB.

-для изготовления шестерни: сталь 45 с термообработкой улучшение. Твердость - 215..245 HB.

Выбранный способ термической обработки позволяет производить нарезание зубьев после ее выполнения. Более высокое значение твердости шестерни, чем колеса уменьшает склонность к заеданию и обеспечивает выравнивание долговечности зубчатых колес по критерию износостойкости.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения

3.2.1 Определим базовое число циклов перемены контакных напряжений:

(15)

3.2.2 Фактическое число циклов перемены контактных напряжения:

3.2.3 Определим коэффициент долговечности по контакным напряжениям:

3.2.4 Предел выносливости при базовом цикле перемены напряжений для термообработки нормализация и улучшение[2, таб. 3.2]:

(18)

3.2.5 Допускаемые контактные напряжения:

(19)

где - при объемной термообработке

Принимаем

 

3.3 Расчет на изгибную прочность.

3.3.1 Фактическое число циклов:

где m – показатель степени кривой усталости. При HB<350: m=6.

(21)

3.3.2 Коэффициент долговечности:

(22)

где базовое число циклов [2, стр. 45]:

3.3.3 Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба.

-для термообработки улучшение и нормализация[2, таб. 3.9]:

(23)

 

3.3.4 Вычислим допускаемые напряжения изгиба.

(24)

где – коэффициент, зависящий от безотказной работы.

для улучшения: [2, таб. 3.9]

– коэффициент, зависящий от способа получения заготовки.

для проката: [2, стр. 44]

3.4 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

Расчет ведем по методике книги [2].

3.4.1 Определяем межосевое расстояние из условий контактной прочности.

(25)

где - коэффициент ширины зубчатого венца.

Принимаем

– коэффициент нагрузки. Принимаем

Примем наиболее близкое стандартное значение.

мм [2, стр.36]

 

3.4.2 Определяем значение модуля зацепления.

Возьмем значение из ряда. [2, стр. 36].

3.4.3 Определяем количество зубьев на шестерне и колесе.

- суммарное число зубьев:

- число зубьев шестерни:

- число зубьев колеса: (29)

3.4.4 Вычисляем геометрические параметры зубчатых колёс.

а) диаметры делительных окружностей:

б) диаметры окружностей вершин:

в) диаметр окружностей впадин:

г) ширина зубчатого венца:

- колеса: (33)

- шестерни: (34)

Примем .

Проверка межосевого расстояния:

(35)

Проверка сходится.

3.5 Проверочный расчет на контактную прочность.

3.5.1 Определяем окружную скорость в зацеплении.

Назначаем 9 степень точности изготовления зубчатых колёс [1, таб. 2.5].

3.5.2 Уточним коэффициент динамической нагрузки .

Назначим [2, таб. 3.6]

3.5.3 Определим коэффициент неравномерности нагрузки

по длине зуба .

Коэффициент ширины зубчатого венца:

[2, таб. 3.5]

3.5.4 Определим коэффициент нагрузки

(38)

3.5.5 Определим фактические контактные напряжения.

(39)

Условия контактной прочности выполняются.

3.6 Определим коэффициент нагрузки.

(40)

где коэффициент динамичности нагрузки

назначим

коэффициент концентрации назначим [2, таб.3.7].

3.6.2 Определим коэффициент формы зуба [1, таб. 2.10]:

3.6.3 Фактические напряжения изгиба.

=170

Условия изгибной прочности выполняются.