Разработка механического привода электродвигателя редуктора (стр. 2 из 3)

б) диаметры делительных окружностей

d = m_n· z;

d₁ = 2,5 · 40 = 100 мм;

d₂ = 2,5 · 160 = 400 мм;

Проверка: а_W= (d₁ + d₂)/2;

250 = (100 + 400)/2;

250 = 250.

в) диаметры окружностей вершин:

d_a1 = d₁ + 2·m_n = 100 + 2·2,5 = 105 мм;

d_a2 = d₂ + 2·m_n = 400 + 2·2,5 = 405 мм;

г) диаметры окружностей впадин:

d_f1 = d₁ – 2,5·m_n= 100 – 2,5·2,5 = 93,75 мм;

d_f2 = d₂ – 2,5·m_n= 400 – 2,5·2,5 = 393,75 мм;

д) ширина колеса и шестерни:

b₂ = Ψ_ba· a_W= 0,25 · 250 = 62 мм;

b₁ = b₂ + 4…8 = 62 + 4…8 = 66…70 мм;

Принимаем b₁ = 66 мм.

2.9 Проверочный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

2.9.1 Уточняем коэффициент нагрузки:

Для отношения Ψ_bd= b₂/d₁ = 62/100 = 0,62 , при несимметричном расположении колес относительно опор, К_Нβ = 1,06[2]

2.9.2 Определение окружной скорости колес и степени точности передачи:

м/с;

Принимаем 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81[2]

2.9.3 Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_Hβ·K_Hα·K_HV= 1,06·1·1,05 = 1,11 ;

где K_Hα- коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями;

K_Hα=1; [2]

K_HV- коэффициент динамической нагрузки,

K_HV=1,05 [2]

2.9.4 Вычисляем фактические контактные напряжения

МПа ;

Принимаем b₂ = 45 мм, тогда

МПа

Принимаем b₁ = 50 мм и уточняем Ψ_bd= b₂/d₁ = 45/100 = 0,45 .

2.9.5 Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Уточняем коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ·К_Fυ= 1,08 · 1,45 = 1,57 ;

Принимаем:

К_Fβ = 1,08[2]

К_Fυ = 1,45[2]

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

Y_F1 = 3,7[2]

Y_F2 = 3,6[2]

Вычисляем напряжения изгиба:

;

МПа < [σ]_F1 ;

МПа < [σ]_F2 ;

2.9.6 Выполняем проверочный расчет на статическую прочность от действия перегрузок.

;

Определяем коэффициент перегрузки:

;

Находим контактное напряжение:

σ_Hmax = σ_H ·

= 387 · = 585 МПа ;

Находим изгибные напряжения:

σ_Fmax1= σ_F1· К_max = 105 · 2,285 = 240 МПа ;

σ_Fmax2= σ_F2· К_max = 114 · 2,285 = 260 МПа .

Для термообработки улучшение и нормализация:

[σ]_Hmax= 2,8 · σ_Т[3]

[σ]_Fmax= 0,8 · σ_Т

где σ_Т – предел текучести материала.

Для колеса σ_Т = 340 МПа ;

[σ]_H2max= 2,8 · 340 = 952 МПа > σ_Hmax;

[σ]_F2max= 0,8 · 340 = 272 МПа > σ_F2max;

Условие статической прочности выполняется.

3. Расчёт зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора

3.1 Выбор материалов

Принимаем для изготовления зубчатых колес быстроходной ступени редуктора тот же материал и термообработку, что и для тихоходной ступени. Такой выбор уменьшает номенклатуру материалов.

Шестерня – сталь 45, термообработка – улучшение;

(192…240) НВ,НВ_ср=Н₁=215 ;

Н₁≥Н₂ + (10…15)НВ;[3]

Колесо – сталь 45, термообработка – нормализация;

(170…217)НВ,НВ_ср=Н₂=195.

3.2 Определяем базовое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

N_Н0 = 30 · НВ^2,4;

для шестерни N₀₁ =

;

для колеса N₀₂ =

;

б) по напряжениям изгиба:

N_F0 = 4 · 10⁶.

3.3 Определяем фактическое число циклов перемены напряжений.

а) по контактным напряжениям:

б) по напряжениям изгиба:

где m – показатель степени кривой усталости. При твёрдости меньше 350НВ m = 6.

Тогда,

;

3.4 Вычисляем коэффициент долговечности

а) по контактным напряжениям.

;

Для шестерни:

;

Так как N_НЕ1> N_Н01, то принимаем K_HL1=1;

Для колеса:

;

Так как N_НЕ2> N_Н02, то принимаем K_HL2=1.

б) по напряжениям изгиба.

Так как N_FE1 > 4∙10⁶ и N_FE2 > 4∙10⁶, то принимаем K_FL1=1 и K_FL2=1.

3.5 Вычисляем базовое значение предела выносливости:

а) для контактных напряжений

Для термообработки улучшения

σ⁰_нlimb=2·HB+70 [2]

Для шестерни:

σ⁰_нlimb₁ = 2·215 + 70 = 500 МПа.

Для колеса:

σ⁰_нlimb₂ = 2·195 + 70 = 460 МПа.

б) для напряжений изгиба

Для термообработки улучшение и нормализация:

σ⁰_Flimb= 1,8 НВ;[2]

σ⁰_Flimb1= 1,8 · 215 = 387 МПа;

σ⁰_Flimb2= 1,8 · 195 = 351 МПа.

3.6 Определяем допускаемые контактные напряжения:

;

- коэффициент запаса.

При термообработке нормализация и улучшение принимаем

[2]

МПа;

МПа;

Для шевронных передач, согласно рекомендации книги [2]

МПа ;

[2]

МПа > 393 МПа ;

Так как

, то принимаем МПа .

3.7 Определяем допускаемые напряжения изгиба:

где

- коэффициент, зависящий от вероятности безотказной работы. Принимаем = 1,75 [2]

- коэффициент, зависящий от способа изготовления заготовки, Для проката = 1,15[2]

МПа;

МПа.

3.8 Проектный расчет цилиндрической прямозубой передачи.

3.8.1 Определяем межосевое расстояние из условия обеспечения контактной прочности зуба.

;

Предварительно принимаем К_Нβ = 1,1[2]

Ψ_ba-ширина зубчатого венца;

Принимаем для прямозубой передачи Ψ_ba= 0,4 и К_а = 43 [2]

мм;

Принимаем ближайшее стандартное значение а_{W ГОСТ}=125 мм [2]

3.8.2 Определяем модуль зацепления:

m_n=(0,01…0,02)·а_W=(0,01…0,02)·125=1,25…2,5 мм

принимаем m_n=2 мм [2]

3.8.3 Определяем основные параметры зубчатых колес:

а) назначаем угол наклона зубьев

β = 30º[2]

б) определяем значение торцевого модуля

мм ;

в) суммарное число зубьев:

Z_∑=

г) уточняем значение m_t и β:

мм ;

βº = 30,23066º

д) число зубьев шестерни:

Z₁= Z_∑/(u+1)=108/(5,01+1)=18;

число зубьев колеса:

Z₂= Z_∑ – Z₁ =108 – 18 = 90;

Проверка: а_W= (Z₁ + Z₂) · m_t /2 ;

125 = (18 + 90) · 2,3148/2 ;

125 =125 ;

е) диаметры делительных окружностей

d = m_t· z;