1.2 Определение кинематических параметров привода

Определим частоты вращения и угловые скорости валов привода

Вал ЭД:

n_ном=949()

99,3

Б.В.Р.:

n₁=n_ном949()

99,3

Т.В.Р.:

n₂=n₁ /=949/2,5 =379,6 ()

39,72

ВРМ:

n_вых= n₂/ =379,6/2=189,8()

=39,72/2=19,86

1.3 Определение силовых параметров привода

Вал ЭД:

Б.В.Р.:

кВт

Т.В.Р.:

ВРМ:

Значения кинематических и силовых параметров приведены на рисунке 1.

1 – электродвигатель, 2 – цепная передача,

3 –цилиндрический редуктор, 4 – муфта, 5 – барабан

Рисунок 1 – Кинематическая схема с указанием

кинематических и силовых параметров привода

2 Расчет закрытой передачи. Выбор редуктора

Так как в задании на курсовой проект нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками, [1], табл. 3.3:

Материал для шестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость–HB230;

Материал для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость–HB200.

Расчетные допускаемые контактные напряжения определяются следующим соотношением:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 [1] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB350 и термической обработкой (улучшением)

,

где - твердость соответствующего материала для колеса и шестерни по шкале Бринелля;

- коэффициент долговечности, в рамках данного курсового проекта равен единице. (=1);

- коэффициент безопасности (для колес из нормализованной и улучшенной стали = 1,1).

После определения проверяется соответствие условию:

.

Определим расчетные допускаемые контактные напряжения по формуле (10), для прямозубой передачи рассчитываем :

Для шестерни:

МПа.

Для колеса:

МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

Далее проверим выполнение условия (12):

,

Требуемое условие выполняется.

Определим межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

,

где - расчетный коэффициент, для прямозубых передач= 49,5;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- коэффициент ширины венца.

Коэффициент , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно согласно [1], табл. 3.1, как в случае несимметричного расположения колес, значение=1,25.

Коэффициент ширины венца выбираем из ряда по ГОСТ 2185-66 и диапазона значений, для прямозубых передач. Принимаем.

Рассчитаем межосевое расстояние по формуле (13):

мм.

Полученное значение округлим до ближайшего, из ряда по ГОСТ 2185-66:

мм.

Модуль зацепления принимаем из диапазона значений: и стандартного ряда по ГОСТ 9563-66*. В дальнейших расчетах принимаем:

мм.

Для определения числа зубьев шестернивоспользуемся следующей формулой,:

,

Округлим полученное значение до и найдем число зубьев колеса:

Определим основные размеры колеса и шестерни:

Делительные диаметры :

,

мм,

мм.

Проверка: мм

Диаметр вершин зубьев :

,

мм,

мм.

Ширина колеса :

,

мм.

Ширина шестерни :

мм,

мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру :

Определим окружную скорость колес :

,

м/с.

Исходя из полученных значений скорости, и, согласно рекомендациям, принимаем 8-ю степень точности для прямозубых колес.

Проверка контактных напряжений осуществляется по следующему условию:

,

где - коэффициент нагрузки.

Коэффициент нагрузки определяется по формуле:

Значения выбираем по [1], табл. 3.5,=1,06. Значение коэффициентдля прямозубых передач равен 1 ;по [1] табл. 3.6для прямозубых передач равно 1,05. С учетом выбранных коэффициентов определимпо формуле (23):

Проверим выполнение условия контактных напряжений:

МПа,

.

Условие выполнено.

Определим силы, действующие в зацеплении. Окружная сила :

,

Н;

Н.

Радиальная сила :

,

Н;

Н.

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

,

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев ;

- коэффициент компенсации погрешности;

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями.

Определим коэффициент нагрузки :

,

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба,

- коэффициент учитывающий динамическое действие нагрузки.

Значение ивыбираем из [1], табл 3.7, табл 3.8 соответственно.= 1,07,= 1,45. По формуле (27) определим значение коэффициент нагрузки:

.

Коэффициент выбирается из ряда по ГОСТ 21354-75. Для выбора используются эквивалентные числа зубьев:

,

,

.

Тогда значения коэффициента для шестерни и колеса соответственно равно и.

Допускаемое напряжение :

,

где - предел выносливости, соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент безопасности.

Значение предела выносливости из [1], табл. 3.9 для стали 45:

,

МПа,

МПа.

Значение коэффициента согласно [1], табл. 3.9.

По формуле (30) определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

МПа,

МПа.

Для выбора колеса, зубья которого будут подвергаться проверке, найдем отношение :

МПа,

МПа.

По результатам вычислений, дальнейшие расчеты будем вести для зубьев колеса.

Определим коэффициент компенсации погрешности :

,

.

Определим коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями . В соответствии с рекомендациями для курсового проектирования коэффициентпринимают равным 0,92.

По формуле (26) проверим прочность зуба колеса:

МПа,

59 МПа < 206 МПа.

Условие прочности выполнено.