Проектирование привода по заданной схеме

2. Расчет Передач

 

РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1. Выбор типа приводной цепи

Роликовая цепь серии ПР однородная

 

2.2. Выбор чисел зубьев звездочек

Меньшая звездочка - ведущая; большая - ведомая.

Число зубьев меньшей (ведущей) звездочки роликовой цепи согласно [9]:

При :                 

Число зубьев большей (ведомой) звёздочки:

Предпочтительно выбирать нечетное число зубьев звездочек (особенно малой), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров [9]. Тогда:

Чтобы цепь не провисала, необходимо:

Тогда фактическое передаточное число:        

Отклонение:                   

2.3. Предварительное определение  межосевого расстояния

где шаг цепи, мм.

 

2.4. Определение коэффициента эксплуатации

где коэффициент динамической нагрузки (для переменной нагрузки );

 коэффициент межосевого расстояния (для    );

 коэффициент наклона передачи к горизонту (при горизонтальной передаче );

 коэффициент способа регулирования натяжения цепи (не регулируется, );

 коэффициент смазки и загрязнения передачи (производство без пыли, качество смазки - удовлетворительное,  );

 коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течении суток (работа в одну смену   ).

Тогда:

 

2.5. Определение коэффициентов и 

      то:     

Частота вращения малой звездочки:   

Ближайшая частота вращения малой звездочки типовой передачи:

 

Тогда:                                     

 

2.6. Выбор цепи

Первоначально ориентируемся на однорядную цепь.

Тогда расчетная мощность, передаваемая цепью:

Ближайшей большей допускаемой расчетной мощностью при и является для однородной цепи с шагом

Делительные диаметры звездочек:

Скорость цепи:

.

По таблице 1П.28 приложения 1П [11] при  v = 1,34 м/с  назначаем для цепи густую внутришарнирную смазку (качество смазки – удовлетворительное).

 

2.7. Определение межосевого расстояния и длины цепи

Т.к.       при 

 при  то при   : 

Длина цепи в шагах или число звеньев цепи:

Округляем    до целого четного числа, чтобы не применять специальных соединительных звеньев. Тогда  мм.

Для    уточняем  а:

Уменьшаем на величину 

Принимаем  .

Тогда:       

 

2.8. Силы в цепной передаче и требования монтажа

Тогда:                                      

Коэффициент провисания   при горизонтальном расположении цепи.

Масса 1 м цепи ПР с шагом составляет  1,0 кг, т.е. погонная масса 

Натяжение цепи от силы тяжести провисающей ветви:

Натяжение цепи от центробежных сил:    

Разрушающая нагрузка:   

Коэффициент запаса прочности цепи:

Допускаемый коэффициент запаса прочности цепи линейным интерполированием

Цепь  ПР – 15,875 – 22700 - 2  подходит, т.к. 

Нагрузка на валы цепной передачи при kм = 1,05 при вертикальной передаче:

Сила  направлена по линии, соединяющей центры звездочек.

 

 

 

 

 

 

РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.9. Выбор материала для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка).

 

2.10. Определение допускаемых напряжений

Так как вращающие моменты на колесах быстроходной и тихоходной пар не превышают 1000 Н·м, принимаем термообработку зубчатых колес по варианту [6]: термообработка шестерни – улучшение, твердость 269…302 НВ, термообработка колеса – улучшение, твердость 235…262 НВ [6].

 

2.10.1. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость зубьев

Средняя твердость Н поверхности зубьев:

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерен и колес обоих ступеней.

По табл. 8.9 [5] для шестерен МПа, для колес  МПа.

Коэффициент безопасности .  

Суммарный срок службы или ресурс передачи:

 часов,

где – срок службы передачи, годы; и – коэффициенты использования передачи в году и сутках соответственно.

По условию задания срок службы привода в целом  Lh = 20000 часов.

Суммарное число циклов напряжений для колеса при с = 1 (с – число зацеплений зуба за один оборот колеса, с равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым колесом):

 

.

Эквивалентное число циклов:

.

Сравнивая  и , отмечаем , тогда для колес коэффициент долговечности , тогда:

 МПа,          МПа.

 

Допускаемое контактное напряжение для колес обоих ступеней

 МПа.

Окончательно принимаем МПа.

 

2.10.2. Допускаемые напряжения при расчете на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

Предельные контактные напряжения для колес обоих ступеней

 МПа,

 МПа,

где – предел текучести, МПа (для материала 40Х при твердости НВ 230…260 МПа, при твердости НВ 260…340 – МПа).

 

2.10.3. Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость зубьев

Определяем допускаемые напряжения изгиба для шестерен и колес обоих ступеней.

По табл. 8.9 [5] для шестерен МПа, для колес  МПа. Коэффициент безопасности .  

Эквивалентное число циклов  .

Сравнивая  и , отмечаем , тогда для колес передачи коэффициент долговечности (поскольку передача не реверсивная ), тогда:

 МПа;        МПа.

 

2.10.4. Допускаемые   напряжения    при   расчете   на   прочность   при   изгибе максимальной нагрузкой

Предельные изгибные напряжения для колес обоих ступеней при расчете на прочность под действием максимальной нагрузки

 МПа,

 МПа.

 

2.11.  Расчет параметров зацепления быстроходной ступени

Выполняем проектировочный расчет по формуле [5]:

,

где  yвa – коэффициент ширины колеса (yвa= 0,315);

Т3 – крутящий момент на колесе;

 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца ( = 1,15);

u = 3,8 - передаточное число; 

[sН] – допускаемое контактное напряжение ([sН] = 550 МПа);

- вспомогательный коэффициент.

 мм.

Округляя, принимаем по ГОСТ мм.

 

2.12.  Определение модуля передачи

Находим модуль передачи .

По таблице 1П.14 приложения 1П[16] принимаем 

 

2.13. Определение чисел зубьев шестерни и колеса

Определяем число зубьев шестерни

.

Суммарное число зубьев: .

Число зубьев колеса:       .

 

2.14. Определение фактического передаточного числа ступени

.

Отклонение для каждой тихоходной ступени составляет:

.

 

2.15. Определение основных размеров шестерни и колеса

Делительные диаметры шестерни и колеса

;   

;

;

;

;

;

.

Примем:                             ;   .

 

2.16. Проверка пригодности заготовок зубчатых колес и выбор материала для их изготовления

Условие пригодности заготовки шестерни

Dзаг £ Dпред ,

где Dзаг – диаметр заготовки шестерни

Dзаг = da1 + 6 мм = 50 + 6 = 56 мм,

Dпред – предельные значения диаметра заготовки шестерни (Dпред = 125 мм).

56 < 125 (условие выполняется).

Условие пригодности заготовки колеса

Cзаг, Sзаг £ Sпред,

где Cзаг – толщина заготовки диска колеса;

Sзаг – толщина заготовки обода колеса

Cзаг = 0,5 · b2  = 0,5 · 38 = 19 мм;

Sзаг = 8 · m = 8 · 2 = 16 мм. 

C предельно допустимой толщиной заготовки обода или диска Sпред = 80 мм сравниваем толщину заготовки обода колеса Sзаг = 16 мм.

16 < 80 (условие пригодности заготовки выполняется).

Рисунок 1. - К определению пригодности заготовки

 

Таким образом, для изготовления шестерни и зубчатого колеса подходит сталь 40Х.

 

2.17. Определение степени точности передачи

Окружная скорость:

Степень точности по табл. 1П.15 [11] - 9.

 

2.18. Уточнение допускаемого контактного напряжения при проверочном расчете на сопротивление контактной усталости

Ra=0,8 мкм;   ZR=1;   Zv=0,85

=0,81

Тогда:

 

2.19. Определение сил, действующих в прямозубом зацеплении

Окружная сила, действующая в зацеплении:

;

.

Радиальная сила:

.

Рисунок 2. - Силы, действующие в зацеплении

Рисунок 3. -  Напряжения, возникающие в зацеплении

 

2.20. Определение коэффициента нагрузки

- для прямозубых передач;

- коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям;

 – коэффициент динамической  нагрузки при расчетах по контактным  напряжениям.

              

Тогда:

 

2.21. Проверочный расчет передачи на сопротивление контактной усталости

 

 

2.22. Определение допускаемого напряжения изгиба при расчете зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Для шестерни и колеса:   

;

;

;

 

 

2.23. Определение коэффициента нагрузки

               

Тогда:

 

2.24. Проверочный расчет зубьев на сопротивление усталости при изгибе

Сопротивление усталости при изгибе обеспечивается, т. к. выполняется условие:

Отмечаем, что для данного варианта термообработки основным критерием работоспособности передачи является сопротивление контактной усталости, а не усталости при изгибе.

 

2.25. Проверочный расчет передачи при изгибе пиковой нагрузки (при кратковременной перегрузке)

Статическая поломка зубьев при кратковременной перегрузке будет отсутствовать.