Кинематический расчет привода. Подбор электродвигателя. Уточнение передаточных чисел привода. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах привода, страница 5

Значение коэффициента Y_FS2:

-  Y_FS1 = 3.76;

-  Y_FS2 = 3,59.

Значение коэффициента Y_b вычисляется по формуле [1]:

Y_b = 1 - b_б/100 = 1 – 8,482/100 = 0,9152.

Значение коэффициента Y_e, учитывающего перекрытие зубьев выбирается в зависимости от степени точности передачи и угла наклона зубьев [1]:

-  Y_e. = 0,65;

Подставим все значения коэффициентов и величин в выражение (15):

-       Так как s_F2т < [s]_F2т (186.498 < 255.809), то зубья данного колеса обладают требуемой прочностью.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни [1]:

s_F1 = s_F2∙Y_FS1/Y_FS2 £ [s]_F1.                                        (16)

Подставим все значения коэффициентов и величин в выражение (16):

-  для быстроходной шестерни:                                                                               s_F1б = s_F2б∙Y_FS1б/Y_FS2б = 188,82∙3,8/3,59 = 199,87 МПа.                                                                                        Так как s_F1б < [s]_F1б (199,87 < 298,53), то зубья данной шестерни обладают требуемой прочностью.

-  для тихоходной шестерни:                                                                                 s_F1т = s_F2т∙Y_FS1т/Y_FS2т = 234,11∙4,02/3,59 = 262,15 МПа.                                                                                             Так как s_F1т < [s]_F1т (262,15 < 382,35), то зубья данной шестерни обладают требуемой прочностью.

2.4 Расчет червячной передачи

Межосевоерасстояние:       

aw≥6100∙6100∙100мм

Основные параметры передачи

Передаточное число: U=8

Количество зубьев: Z1=4,    Z2=Z1∙U=4∙8=32

Модуль передачи: m=(1.4…1.7) ∙aw/Z2=(1.4…1.7) ∙100/32=4.375…5.3125мм

       Принимаем стандартное значение:  m=5мм

Коэффициент диаметра червяка: q=2∙aw/m - Z2=8

Коэффициент смещения: x= aw/m-0.5∙(Z2+q)=0

Размеры червяка и червячного колеса:

d1=q*m=8*5=40мм

da1=d1+2*m=40+2*5=50мм

df1=d1-2.4*m=40-2.4*5=28мм

b1=(11+0.06*Z2)*5+3*m=(11+0.06*32)*5+3*5=79.6мм

d2=Z2*m=32*5=160мм

da2=d2+2*m=160+2*5=170мм

df2=d2-2.4*m=160-2.4*5=148мм

b2=ψa*aw=0.315*100=31.5мм

daM2=da2+6*m/(Z1*K)=170+6*5/(4+2)=175мм

Проверочный расчет на прочность передачи

υск=υω1/Cosγω=6,67

υω1=π*n1*m*(q+2*x)/60000= π*2850*5*8/60000=5,969м/с

γω=arctg(Z1/(q+2*x))=26.57° - начальный угол витка

n1=n2*Uф =356.25*8=2850мин-¹

КПД передачи

ρ=1°16’

γ=26°33’

η=tgγw/tg(γw+ρ)=0.95

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t, кН [1]:

F_t2 =Fa1= 2∙10³∙Т₂/d₂ = 2∙10³∙126,02/160 = 1,57525 кН.

Радиальная сила F_r, кН [1]:

F_r = F_t2∙tg a∙Cosγwb = 1.57525∙0,364∙Cos26.57° = 0.5128 кН.

Осевая сила F_а, кН [1]:

F_t1 = Fa2=2*10³*T/dw*Uф*η=2*10³*126.02/177.78*8*0.95=0.18654 кН.

dw=2*aw*Uф/(Uф+1)=2*100*8/(8+1)=177,78мм

Тепловой расчет

Мощность на червяке: P1=0.1*T*n2/η=0.1*126.02*356.25/0.95=4725.75 Вт

Температура нагрева масла без охлаждения:

tраб1=(1-η)*P1/(Кт*А*(1+ψ))+20°=104.15…64.55°

с охлаждением:

tраб2=(1-η)*P1/[((0.65+ψ)*Кт+0.35*Ктв)]*A+20°=76.69…63.89°

3. Эскизное проектирование

3.1 Предварительный расчет валов редуктора

Быстроходный (входной) вал

Диаметр концевого участка вала [1]:

;

Принимаем диаметр концевого участка вала d_б = 30мм; тип концевого участка – цилиндрический (ГОСТ 12080 – 66).

Диаметр посадочного места под подшипник [1]:

, где t_цил – высота заплечика, выбираемая в зависимости от диаметра концевого участка вала, мм.

Для d_б = 30мм  t_цил = 3,5 мм ([1], c. 42), следовательно

Принимаем диаметр посадочного места под подшипник d_б.П = 40 мм.

Диаметр буртика под подшипник [1]:

, где r – координата фаски подшипника, выбираемая в зависимости от диаметра концевого участка вала, мм.

Для d_б = 30 мм  r = 2 мм ([1], c. 42), следовательно

Принимаем диаметр буртика под подшипник d_б.БП = 46 мм.

Промежуточный вал

Диаметр вала под колесо быстроходной ступени [1]:

;

Принимаем диаметр вала под колесо быстроходной ступени d_К = 36 мм.