> Відхилення фактичного значення від заданого
? =0 lt; 4%
Потужності передаються валами:
1=P тр? м? пк=+1560 · 0,98 · 0,995=1521 Вт
P 2=P 1? зп? пк=1 521 · 0,97 · 0,995=1 468 Вт
P 3=P 2? оп? пс=+1468 · 0,93 · 0,99=1350 Вт
Крутні моменти:
Т 1=P 1/w 1=1521/99,5=15,3 Н · м
Т 2=1468/19,9=73,8 Н · м
Т 3=1350/8,06=167,5 Н · м
Результати розрахунків зводимо в таблицю
ВалЧісло обертів об/мінУгловая швидкість рад/секМощность кВтКрутящій момент Н · Мвале електродвігателя95099,51,52115,3Ведомий редуктора190 19,91,468 73,8Рабочій приводу 778,061,350 167,5
3. Вибір матеріалів зубчастих передач і визначення допустимих напружень
Приймаємо, згідно з рекомендаціями [1c.52], сталь 45:
шестерня: термообробка - покращення - НВ 235? 262 [1c.53],
колесо: термообробка - нормалізація - НВ 179? 207.
Середня твердість зубців:
привід двигун зубчастий передача
НВ 1ср=(235 + 262)/2=248
НВ 2ср=(179 + 207)/2=193
Допустимі контактні напруги:
[?] H=K HL [?] H0
де K HL - коефіцієнт довговічності
HL=(N H0/N) 1/6,
де N H0=1 · 10 липня [1c.55],
=573? L h=573 · 19,9 · 14,0 · 10 3=16 · 10 липня.
Так як N gt; N H0, то До HL=1.
[?] H1=1,8HB + 67=1,8 · 248 + 67=513 МПа.
[?] H2=1,8HB + 67=1,8 · 193 + 67=414 МПа.
[?] H=0,45 ([?] H1 + [?] H2)=0,45 (513 + 414)=417 МПа.
Допустимі напруги вигину:
[? ] F=K FL [? ] F0,
де K FL - коефіцієнт довговічності
Так як N gt; N F0=4 · 10 6, то До FL=1.
[?] F01=1,03HB 1=1,03 · 248=255 МПа.
[?] F02=1,03HB 2=1,03 · 193=199 МПа.
[?] F1=1 · 255=255 МПа.
[?] F2=1 · 199=199 МПа.
Таблиця 3.1 Механічні характеристики матеріалів зубчастої передачі
Елемент передачіМарка сталіD пред термоус-бработкаНВ ср? в?- 1 [?] Н [?] FS пред Н/мм 2 Шестерня45125/80Улучш.248600260513255Колесо45-Норм-ія193780335414199
4. Розрахунок закритою циліндричної передачі
Міжосьова відстань
,
де К а=43,0 - для косозубих передач [1c.58],
? ba=0,315 - коефіцієнт ширини колеса,
К Н? =1,0 - для прірабативала коліс.
а w=43,0 (5,0 + 1) [73,8 · 10 3 · 1,0/(417 2 · 5,0 2 · 0,315)] 1/3=97 мм
приймаємо згідно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а w=100 мм.
Модуль зачеплення
gt; 2K m T 2/(d 2 b 2 [?] F),
де K m=5,8 - для косозубих коліс,
d 2 - ділильний діаметр колеса,
2=2awu/(u + 1)=2 · 100 · 5,0/(5,0 +1)=167 мм,
2 - ширина колеса
2 =? baaw=0,315 · 100=32 мм.
m gt; 2 · 5,8 · 73,8 · 103/167 · 32 · 199=0,80 мм,
приймаємо по ГОСТ 9563-60 m=1,5 мм.
Основні геометричні розміри передачі
Сумарне число зубів:
c=2awcos?/m
?- Кут нахилу зубів
? min=arcsin (3,5m/b2)=arcsin (3,5 · 1,5/32)=9 ° c=2 · 100cos9 °/1,5=132
Кількість зубів шестерні:
1=zc/(u + 1)=132/(5,0 +1)=22
Кількість зубів колеса:
2=132 - 22=110;
уточнюємо передавальне відношення:
=z2/z1=110/22=5,00,
Відхилення фактичного значення від номінального 0%
Дійсне значення кута нахилу:
b=zcm/2aW=(110 + 22)? 1,5/2? 100=0,99 ® b=8,11 °.
Фактичне міжосьова відстань:
aw=(z1 + z2) m/2cos? =(110 + 22) · 1,5/2cos 8,11 °=100 мм.
ділильні діаметри
1=mz1/cos? =1,5 · 22/0,990=33,33 мм,
d2=1,5 · 110/0,990=166,67 мм,
діаметри виступів
a1=d1 + 2m=33,33 + 2 · 1,5=36,33 мм
da2=166,67 + 2 · 1,5=169,67 мм
діаметри западин
f1=d1 - 2,5m=33,33 - 2,5 · 1,5=29,...
