Силовой привод (стр. 2 из 5)

Таблица 1.2

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 1)

Вал	U	N, Вт	T,	n, об/мин	W, рад/с
I	2	5465	71,4	731	76,5
II		5268	137	365,5	38,3
	4,05
III		5042	536,4	90,2	9,4
	2,81
IV		4689	1400	32	3,35

Таблица 1.3

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 2)

Вал	U	N, Вт	T,	n, об/мин	W, рад/с
I	1,98	5465	71,4	731	76,5
II		5268	130,6	369	38,6
	4,43
III		5042	583,6	82,6	8,64
	2,6
IV		4689	1400	32	3,35

Таблица 1.4

Результаты энерго-кинематического расчёта (вариант 3)

Вал	U	N, Вт	T,	n, об/мин	W, рад/с
I	2	5465	71,4	731	76,5
II		5268	131,6	365,5	38,3
	4,56
III		5042	600,9	80,2	8,39
	2,5
IV		4689	1400	32	3,35

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Проектировочный расчёт зубчатых колёс закрытой передачи редуктора

В основу методики проектировочного расчёта зубчатых передач положено отсутствие выкрашивания боковых поверхностей зубьев. Критерий проектировочного расчёта – контактная выносливость.

, (2.1)

где

- фактические контактные напряжения на боковой поверхности зуба, ; - допускаемые контактные напряжения на боковой поверхности зуба, .

Так как в техническом задании указан мелкосерийный характер производства, то выбираем для изготовления зубчатого колеса группу твёрдости

. Термообработка – улучшение. Для быстроходной ступени: шестерня , колесо .

С учётом скоростей скольжения в зубчатом зацеплении выбирается для быстроходной ступени 7 степень точности по нормам плавности, а для тихоходной 8 степень точности. Назначаем для косозубой передачи угол наклона зуба

, коэффициент смещения (передача без смещения). Так как редуктор выполнен по схеме 55, назначаем схемы передачи: быстроходной – 3; тихоходной – 5, [4, с.5] и назначаем коэффициент относительной ширины венца для зубчатой передачи .

Остальные параметры выбираем на основании технического задания и энерго-кинематического расчёта.

Допускаемые контактные напряжения найдём по формуле:

, (2.1)

где

- предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, Па; - коэффициент долговечности; =1,1 – коэффициент безопасности.

Для непрямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

, (2.2)

где

и находим по формуле (2.1):

Мпа

Мпа

Найденные значения подставляем в выражение (2.2) и получаем контактное напряжение:

Мпа

2.1.1 Определение геометрических параметров быстроходной зубчатой передачи

Межосевое расстояние найдём по формуле:

, (2.3)

где коэффициент

; - коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, - коэффициент ширины венца.

Подставляя численные значения в формулу (2.3) получим:

.

Округлим это значение до ближайшего большего из ряда ГОСТ 2185-66. Принимаем

=100 мм.

Нормальный модуль зацепления

находим по формуле:

, (2.4)

принимаем по ГОСТ 9563-60

=1,5мм.

Пусть предварительно угол наклона зубьев

. Определим число зубьев шестерни по формуле:

, (2.5)

Подставляя численные значения в выражение (2.5), получим:

.

Число зубьев колеса определяем по соотношению:

(2.6)

Подставляя численные значения в выражение (2.6), получим:

.

Уточним угол наклона:

(2.7)

Подставляя численные значения в выражение (2.7), получим:

т.е.

.

Рассчитаем делительные диаметры шестерни и колеса по формулам:

, (2.8)

Подставляя численные значения в выражения (2.8), получим:

Проверим этот результат:

Рассчитаем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса по соотношениям:

, (2.9)

Подставляя численные значения в выражение (2.9), получим:

Определим ширину колеса по формуле:

, (2.10)

Подставляя численные значения в выражение (2.10) получим:

.

Ширину шестерни определим по соотношению:

, (2.11)

Подставляя численные значения в выражение (2.11), получим:

.

Определим окружную скорость колёс по формуле:

(2.12*)

2.2 Проверочный расчёт зубчатых колёс закрытой быстроходной передачи редуктора