Определяем угловую скорость валов привода

2.2.2 Определяем угловую скорость валов привода

а) Вал двигателя:

w_ном = p*n_ном / 30 = 3,14*920 / 30 = 96,29(рад/с)

где

n_ном-номинальная частота вращения двигателя

б) Быстроходный вал:

w₁ = w_ном/ U_оп =39,95(рад/с)

U_оп - передаточное число открытой передачи

в) Тихоходный вал:

w₂ = w₁ / U_зп = 39,95/ 5,0 = 7,99(рад/с)

где

w₁ - угловая скорость быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0

г) Вал рабочей машины:

щ_рм = щ₂ = 7,99(рад/с)

где

w₂ - угловая скорость тихоходного вала.

2.2.3 Определяем вращающий момент валов привода:

а) Вал двигателя:

Т_дв = Р_дв / w_ном = 1100/ 96,29 = 11,42(Н*м)

где

P_дв - мощность на валу двигателя

w_ном - номинальная угловая скорость

б) Быстроходный вал:

T₁ = Т_дв*U_оп*h_оп*h_пк= 11,42*2,41*0,965*0,992 = 26,35(Н*м)

где

Т_дв - вращающий момент двигателя

_пк - КПД подшипников качения

h_оп - КПД открытой передачи

г) Тихоходный вал:

Т₂=Т₁*U_зп*h_зп*h_пк= 26,35*5,0*0,965*0,992 = 126,10(Н*м)

где

Т₁ - вращающий момент быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи

h_зп - КПД закрытой передачи

h_пк - КПД подшипников качения

в) Вал рабочей машины:

Т_рм = Т₂* h_м*h_пс = 126,10*0,98*0,985 = 121,73(Н*м)

где

Т₂ - вращающий момент тихоходного вала

h_пс - КПД подшипников скольжения

h_м - КПД муфты

2.2.4 Определяем частоту вращения валов привода:

а) Вал двигателя:

n_табл= n_ном = 920(об/мин)

где

n_ном - номинальная частота вращения двигателя

б) Быстроходный вал:

n₁ = n_ном /U_оп = 381,74(об/мин)

где

n₁ - частота вращения быстроходного вала

n_ном - номинальная частота вращения двигателя

U_оп - передаточное число открытой передачи

в) Тихоходный вал:

n₂ = n₁ / U_зп = 381,74/ 5,0 = 76,35(об/мин)

где

n₁ - частоту вращения быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи

г) Вал рабочей машины

n_рм = n₂ = 76,35(об/мин)

где

n₂ - частота вращения тихоходного вала.

2.2.5 Составляем табличный ответ решения задачи:

Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4АМ80В6УЗ; Р=1,1(кВт); n=920(об/мин)
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	открытая		двигателя	Редуктора		Приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Переда-точное число U	5,0	2,41	Расчетная мощность Р, кВт	1,1	1,07	1,02	0,97
			Угловая скорость w, 1/с	96,2	39,95	7,99	7,99
КПД h	0,965	0,965	Частота вращения n, об/мин	920	381,74	76,35	76,35
			Вращающий момент Т, Н*м	11,42	26,35	126,10	121,73

3. Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса:

(HB)

(HB)

3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

N_{1 =} 573_*w_1* L_n= 573*39,95*24820=5,6816*10⁸

N_{1 =} 573_*w_2* L_n= 573*7,99*24820=1,1363*10⁸

где

w₁ и w₂ - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с^-1

L_n - рабочий ресурс двигателя, час

3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

N_{но1 =} 22,8*10⁶ (млн. циклов)

N_{но2 =} 16,29*10⁶ (млн. циклов)

где

N_но-число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

где

N_но - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

Принимаем K_HL1= K_HL2 =1, т.к. N > N_но

3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм², т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:

Где N_FO1, N_FO2 - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10⁶ циклов

N₁, N₂ - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода

3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:

(Н/мм²)

(Н/мм²)

3.1.9 Примем значения[у]_F1 и [у]_F2 на 25% меньше расчётного:

 

(Н/мм²)

(Н/мм²)

Принимаем _F = 191,966 (Н/мм²), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.

3.12 Составляем табличный ответ расчета:

Элемент передачи	Марка стали	Термообработка	НВср	[s]H, Н/мм2	[s]F, Н/мм2
Шестерня	40Х	Улучшение	285,5	580,9	220,549
Колесо	40Х	Улучшение	248,5	514,3	191,966

4. Расчет зубчатой передачи

4.1 Проектный расчет

4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:

(мм)

где

K_a - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43

U_ЗП - передаточное число закрытой передачи, равное 5,0

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315

[s]_н - допускаемое контактное напряжение, H/мм²

K_нb - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1

Принимаем: (мм)

4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:

(мм)

где

a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи

U_ЗП = 5,0 - передаточное число передачи

4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b₂ = ш_a* a_w = 0,315*102 = 32,13(мм) где

ш_a= 0,315 - коэффициент ширины венца колеса

a_w = 102(мм) - межосевое расстояние передачи

4.1.4 Определяем модуль зацепления:

(мм)

где

K_m- вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8

Т₂ - вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м

Принимаем: m_n=1,5(мм)

4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

(зубьев)

где

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

b_min - угол наклона зубьев

4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:

(зубьев)

4.1.9 Определяем число зубьев колеса:

 (зубьев)

4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:

4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:

(мм)

4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:

а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:

где

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

Z₁ - число зубьев шестерни

Z₂ - число зубьев колеса

b - угол наклона зубьев

б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:

где

d₁ - делительный диаметр шестерни, мм

d₂ - делительный диаметр колеса, мм

m_n - нормальный модуль зацепления, мм

г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:

где

a_w - межосевое расстояние передачи, мм

y_а - коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315