Мощность сил полезных сопротивлений. Расчет КПД механизма реверсивного привода. Кинематический расчёт механизма. Выбор материала для изготовления зубчатых колес и методов упрочнения поверхности

 

2.1 Мощность сил полезных сопротивлений, приложенных к валам А и Б:

Полезная мощность:

2.2 Расчет КПД механизма реверсивного привода:

КПД группы параллельно соединенных ступеней механизма:

КПД редуктора:

КПД всего механизма:

2.3 Расчет требуемой мощности электродвигателя.

2.4 Выбор типа электродвигателя.

Р_номен.=Р_полез./n_мех.=87,441/0,6751=129,5Вт

Выбираем электродвигатель постоянного тока СЛ-565.

Мощность электродвигателя Р_ДВ.=170Вт

Частота вращения вала: n_ДВ.=3000об/мин         

Диаметр корпуса D=108мм, длина между торцами L=173мм, диаметр вала электродвигателя, вес G=53Н.

3. Кинематический расчёт механизма.

3.1    Передаточные отношения механизма

3.2 Разбивка по ступеням общих передаточных отношений.

                                          U₄₅=31,6      Z₄=10     Z₅=316

U₂₃=9,5        Z₂=18     Z₃=171

U₆₇=2,5     Z₆ =18     Z₇ =45

n₂=n_A=95об/мин, n₇=n_Б=4об/мин,

n₃=n₂/9,5=10об/мин, n₆=n₃

4. Предварительный силовой расчет.

4.1 Определение крутящих моментов сил, действующих                                                  на элементы зацепления.

При расчете используется формула мощности вращающего момента,

т. е. мощность момента равна:

, где  Р [Вт]

M [Нм]

w [рад/с]

отсюда:

Расчет мощности полезных сопротивлений производим

по мощности движущих сил.

Р_А=49,742Вт

Р₆=Р_Б/η₆₇=37,699/0,94=40,1053Вт

Р₂=Р₆/η₂₃=40,1053/0,98=40,9238Вт

Р₅= Р₂+Р_А=90,6658Вт

Р₄= Р₅/ η₄₅=90,6658/0,7=129,5226Вт

Крутящие моменты, действующие на валы редуктора

5.     Выбор материала для изготовления зубчатых колес и методов упрочнения поверхности.

Выберем для изготовления зубчатых колес Сталь 45. Для упрочнения поверхностей зубьев применим улучшение с достижением твердости поверхности по шкале Бринеля, НВ=240-280

Чтобы обеспечить прирабатываемость, сделаем шестерню на 20НВ более твердой. Принимаем:                         для шестерни НВ=280

                                               для колеса НВ=260

Для обеспечения расчета на выносливость выпишим базовые числа циклов перемены напряжений:

N_Н01=20 млн. циклов

N_Н02=16 млн. циклов

Характеристики статической прочности:

т.к. зубья колеса рассчитывают на выносливость, следует указать ресурс L_h=12000ч.

Расчет на прочность ведем для не прямых зубьев.

6. Расчет на прочность зубчатых колес.

    Р   А   С   Ч   Е   Т    на    ВЫНОСЛИВОСТЬ

    П  Р  О  Е  К  Т  И  Р  О  В  О  Ч  Н  Ы  Й

    ПЕРЕДАЧ  ЗУБЧАТЫХ ( цилиндрических  С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ)

    3 ноября 2002 года

    _________________________________________________________

                    И С Х О Д Н Ы Е  Д А Н Н Ы Е

    Матеpиал зубчатых колес - Сталь 45

    Термообработка:

      шестеpни Улучшение HB 280, колеса Улучшение HB 260

    Ресуpс 12000 часов

    Частота вращения шестерни  94.94 об/мин

    Передаточное число  9.500000

    Базовое число циклов перемен напряжений:

        шестерни 20000000 циклов, колеса 16000000 циклов

    Угол наклона зуба  15.00 градусов (ориентировочное значение)

    Число зубьев шестеpни  18.00 (ориентировочное значение)

    Кpутящий момент на шестеpне  4.116300 ньютон-метров

    Коэффициент шиpины шестеpни относительно диаметpа 1.000

    Коэффициенты нагpузки:  Kнв= 1.120000, Kfв= 1.250000

    Р  Е  З  У  Л  Ь  Т  А  Т  Ы    Р  А  С  Ч  Е  Т  О  В

    Допускаемое контактное напряжение 533.48 МПа

    Допускаемое напряжение изгиба зубьев 201.60 МПа

       Межосевое расстояние, определенное из условия

       контактной выносливости, 93.749 мм                       Принимаем а=160мм

         Mодуль зацепления, опpеделенный из условия

          выносливости пpи изгибе зубьев, 0.7673 мм         Принимаем т=2

       Начальный диаметp шестеpни, опpеделенный

        условия контактной выносливости, 17.659 мм       

       Шиpина зубчатого венца 17.66 мм                            Принимаем b_к=20мм 25мм

    ----------------------------------------------------

    Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Щербаков

    Cтатус пользователя ЭВМ -  Студент

    Cтруктурное подразделение -  Учебная группа ГИ-00

6.3 Уточненный геометрический расчет.

Назначим модуль, присвоив ему стандартное значение.

Принимаем m=2.

Межосевому расстоянию присваиваем значения из стандартного ряда чисел, а=160мм.

Ширина венца зубчатого колеса:

b₃=b_ω=20мм

b₂=b₃+5=25мм

7. Предварительный расчет валов, подбор подшипников.

7.1 Расчет валов.

Расчет включает определение из условий прочности по касательным напряжениям, возникающим при кручении диаметров валов.

Для стали 45 .

Для быстроходного вала:

Для тихоходного вала:

7.2 Подбор подшипников.

Поскольку нагрузки не велики, выбираем подшипники шариковые радиальные, используя расчетное значение диаметра. Для быстроходного вала подшипник

№200, d=10мм,D=30мм, В=9мм. Для тихоходного вала подшипник №204, d=20мм, D=47мм, В=14мм.ГОСТ 8338-75.

 Динамическая грузоподъёмность подшипника С₂=5900 Н, С₃=12700Н. Одновременно с подбором подшипников назначаем диаметр цапф d_ц2=10мм, d_ц3=20мм.