Максимальное передаточное число коробки:
где uп - передаточное число привода;
uр - ременной передачи .
Примем это за передаточное число ступени 1 , тогда передаточное число ступени 2 :
Максимальный момент. Выбор муфты.
Максимальный (номинальный) момент на выходе электродвигателя :
где Pnmin - мощность двигателя на минимальной частоте (кВт);
nmin - минимальная рабочая частота вращения двигателя (мин-1).
Наибольший рабочий момент будете передаваться через муфту на ступени 1 , без учета потерь он равен :
Расчетный момент , передаваемый через муфту определяется , как 
. Выбираем муфту обгонную роликовую исполнения 2 ( пятироликовая ) , со следующими параметрами D=100 , D 1=130 , T н=125 Нм [3].
2.3. Выбор межосевого расстояния.
Приняв модуль передачи m=2 , минимальный делительный диаметр колеса определяется по размеру муфты :
где S - толщина ступицы.
Тогда межосевое расстояние (ступени 2):
Необходимо также учесть , что вал двигателя при выбранном (см. задание) способе крепления должен войти в быстроходный вал , находим минимальное значение d1:
Из этого условия :
Принимая во внимание нецелесообразность снижения размеров коробки ( необходимость разместить на ней фланец с двигателем ) и некоторые конструктивные соображения (см. листы) , повышаем межосевое расстояние до aw=112мм .
Определение чисел зубьев.
Числа зубьев колес и шестерен .
Для ступени 2:
Фактическое передаточное число: 
Для ступени 1:
(как в ступени 2)
Фактическое передаточное число: 
Число зубьев паразитной шестерни (ступень 1).
Паразитная шестерня вращается на сферическом подшипнике , установленном на консоли . Учитывая , что минимальный наружный диаметр данного подшипника D подш=47мм [8], получаем минимальный делительный диаметр паразитной шестерни:
По конструктивным соображениям ( возможность выбрать подшипник большего размера , отсутствие необходимости уменьшения ширины корпуса ) , принимаем zп=38. Тогда межосевые расстояния между шестерней и паразитной шестерней:
И между паразитной шестерней и колесом :
Окончательное определение частот вращения выходного вала и максимального момента на выходе коробки передач .
При входной частоте n вх=1420мин-1:
При входной частоте n вх=2850мин-1:
Выходной момент :
где 
- общий к.п.д. коробки ;
- к.п.д. зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках ;
- к.п.д муфты .
(квадрат учитывает наличие паразитной шестерни )
Расчет передач
3.1 Алгоритм расчета зубчатой передачи на ЭВМ.
Расчет зубчатых передач осуществляется с помощью стандартной программы расчета двухступенчатого редуктора с заданным межосевым расстоянием . Последовательность расчета :
1. Ввод исходных данных.
2. Определение в первом приближении вращающего момента :
где коэффициент k - зависит от твердости зубьев шестерни и колеса .
3. Определение допускаемых напряжений [] и [F] и твердости поверхностей зубьев колес и шестерен (перебираются в цикле).
4. Уточнение найденного значения момента :
где KH - коэффициент нагрузки .
5. Проверочный расчет на контактную выносливость :
Z коэффициент , учитывающий различные факторы .
6. Проверочный расчет на выносливость при изгибе :
где KF - коэффициент нагрузки;
Y коэффициент , учитывающий различные факторы .
m - модуль зацепления;
b - ширина венца .
3.2 Выбор твердости и термической обработки .
По полученным распечаткам назначаются следующие твердости :
Колесо - HRC 28,5 (сталь 40Х).
Большая шестерня - HRC 28,5 (сталь 45).
Меньшая шестерня - HRC 59 (сталь 45 , цементация) .
Паразитная шестерня - HRC 59 (сталь 45 , цементация) .
Замечание: при расчете паразитной шестерни программа не учитывала , что она входит в зацепление дважды за один оборот . Это не существенно , т.к. базовое число циклов равно NHG =12.107 , N а G =4.106 [7] а эквивалентное число циклов для данного зацепления равно NE =60.2. n . t =60.2.635.104=7,62.108 (n =1420.17/38=635 мин-1 - частота вращения паразитной шестерни , t =10000 ч. - срок службы )- т.е. NE > NHG , NE > NFG и понижения допускаемых напряжений на основе кривых усталости не производится .
Дата: 2019-07-24, просмотров: 205.
