125745 (Исследование механизма пресса), страница 3

Определяем мощность электродвигателя:

Р_ЭЛ=2698,84^.1,2=3238=3,3 кВт

По таблице 2.2(1) по требуемой мощности Р_ТР=3,3 кВт выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый, закрытый, обдуваемый двигатель серии 4А с синхронной частотой вращения 3000 об/мин 4А90L2У3 и скольжением 3,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения

об/мин

1. Общее передаточное отношение

Общее передаточное отношение находим по формуле:

где n_вых частота вращения вала кривошипа

об/мин

1. Выбор схемы редуктора

Наиболее распространена развёрнутая схема

(26)

Рис. 6

Они весьма технологичны, имеют малую ширину. Допускают лёгкую и рациональную комбинацию с редукторами типов Ц, Ц3, КЦ, КЦ 2, ЧЦ.

Рекомендуемый диапазон передаточных отношений U=8…40

2.4 Разбивка общего передаточного отношения

Выбор максимальных передаточных отношений для цилиндрического редуктора с целью получения минимальных габаритных размеров выполняем по следующей рекомендации.

На быстроходной ступени

(30)

2.5 Расчёт тихоходной ступени

Р

(29)

ассчитываем тихоходную ступень косозубой передачи по следующим данным:

Передаточное отношение U_Т=4,73.

Угловая скорость колеса _КР=9,42 рад/с,

Время работы L=20000ч.

T_1T – вращательный момент на шестерне тихоходной ступени, Н^.м

T_1T= T_2T/U_T

T_2T – вращающий момент на тихоходной ступени

Р_2Т – мощность , передаваемая колесом тихоходной ступени ,кВт

Р_2Т=Р_CD^.n_p

_2T=_к – угловая скорость тихоходной ступени

2.5.1 Выбор материала и термической обработки

Примем для шестерни и колеса сталь 40Х и следующий вариант термической обработки:

Шестерня – улучшения НВ=302

Колесо – улучшения НВ=269

2.5.2 Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на выносливость определяем по формуле:

где S_H – коэффициент безопасности S_H=1,1

К_HL коэффициент долговечности К_HL=1

- базовый предел контактной выносливости зубьев НВ< 350 находим из выражения

МПа для колёс и шестерни

[_H1]=6.74/1.1=612.73 МПа

[_H2]=608/1,1=552,73 МПа

Среднее допускаемое напряжение

[_H]=0,45( [_H1]+ [_H2])=0,45(612,73+552,73)=524,6 МПа

Это значение не должно превышать

1,25^.[_H2]=1,25^.552,73=663,28 МПа

663,28 МПа>524,6 Мпа

Требуемое условие выполнено

Допускаемое напряжение изгиба определяем по формуле

[]_F=K_FL[]_F

K_FL - коэффициент долговечности,

При N= 4^.10⁶, где m –показатель степени в уравнении кривой усталости m=6 для термической обработки улучшения

N_F0=4^.10⁶ – число циклов перемены напряжения для всех сталей , соответствующих пределу выносливости. N- число циклов переменных напряжений за весь срок службы

Допускаемое напряжение изгиба , соответствующее числу циклов 4^.10⁶

Для колеса

[]_F02 =1,03^.НВ_СР=1,03^.285=293,55 МПа

Для шестерни

[]_F01 =310 МПа при m<3мм

2.5.3 Межосевое расстояние

Межосевые расстояния рассчитываем по формуле:

(36)

где К_а - безразмерный коэффициент для косозубых колёс К_а=4300,

_ba – коэффициент ширины венца колеса

_ba=0,4 – принимаем в зависимости от положения колёс относительно опор при несимметричном положении.

К_HB – коэффициент концентрации нагрузки , принимают в зависимости от коэффициента _ba

_bd=0,5_ba(U_m+1) – коэффициент ширины шестерни относительно диаметра .

_bd=0,5^.0,4^.(4,7+1)=1,146

По таблице 7.7(3) К_HB=1,05

Округляем до стандартного значения из ряда 1 a=125мм

2.5.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

Ширина венца колеса

b_2m=_baa_T

b_2m=0,4^.125=50 мм

(36)

2.5.5 Модуль передачи

К_m – вспомогательный коэффициент

К_m =5,8 – для косозубой передачи

Округляя, принимаем из первого ряда m_T=1,25 мм

2.5.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс

П

(43)

ринимаем 8

cos_min=cos 8 =0,9902

Суммарное число зубьев

Округляем в меньшую сторону до целого Z=198

Определяем действительные значения

_m=8,11

cos _m=cos 8,1 =0,99

tg _m=tg8,1 =0,142

2.5.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

где Z_1min=17cos³ для косозубых колёс

Округляя в ближайшую сторону Z_1min=35

Число зубьев колеса

Z₂=Z- Z₁

Z₂=198-35=163

2.5.8 Фактическое передаточное число

Отклонение от заданного передаточного числа

2.5.9 Диаметры колёс

Д

(49)

елительные диаметры

шестерни

колеса

d_2m=2a-d₁

d_2m=2^.125-35,35=214,65 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев d_f

шестерни d_a1=d₁+2m

d_a1=35,35+2^.1,25=39,85 мм

d

(45)

_f1m=d₁+2,5m

d_f1m=35,35-2.5^.1,25=32,225 мм

колеса

d_a2Т=d₂+2m

d_a2Т=214,65+2^.1,25=219,15 мм

d_f2m=d₂-2,5m

d

(43)

_f2m=214,65-2,5^.1,25=211,525 мм

Ширина венца колеса

b_2T=_bd^.d₁=1,146^.35,35=40,511 мм

Примем b_2T=42 мм

Ширина венца шестерни

b₁= b₂+4=42+4=46 мм

2.5.10 Силы в зацеплении

Окружная

Радиальная

где стандартный угол =20⁰

tg=0,364

Осевая

F_a=F_t tg

F_aT=2427,208^. 0,142=344,66 Н

2.5.11 Проверка зубьев колёс по напряжению и по контактным напряжениям

Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса

Окружность вращения колеса

U=0,5^.₂^.d₂

U_2m=0,5^. 9,42^. 0,21465=1,011 м/с

В зависимости от окружной скорости вращения колёс по таб. 2.4(3) принимаем степень точности передач 9 , определяем K_FA=1

Коэффициент Y_B вычисляем по формуле

Значение коэффициента K_FB принимаем по таб. 2.5.(3), после вычисляем

_bd=0,5^._ba(U_T+1)

_bd=0,5^.0,4^.(4,73+1)=1.146

Значение коэффициента K_FВ принимаем по таблице 2.5(3) K_FВ =1,3

Значение коэффициента K_FV для косозубых колёс при твёрдости зубьев НВ350 принимают K_FV =1,2

Коэффициент формы зуба Y_F2 принимают после вычисления Z_v2

по таблице 2.6.(3) Y_F2=3.61

что меньше [₂]_F2=293,55 МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

Расчётное напряжение изгиба в зубьях шестерни

где коэффициент Y_F1 находим после вычисления Z_v1

по табл. 2.6.(3) Y_F1 =3,70

что меньше []_F1=310МПа, следовательно, прочность на изгиб зубьев шестерни обеспечена.

П

(54)

роверка зубьев колёс по контактным напряжениям расчётного контактного напряжения

где K_H – коэффициент распределения нагрузки между зубьями , для косозубых колёс K_H =1,1, K_H – принимают по табл. 2.3(3) K_H =1,16, K_HV –коэффициент динамической нагрузки, который для косозубых колёс при твёрдости зубьев НВ 350, K_HV =1,05

что меньше []_H=655,65^. 10⁶ Па, следовательно, прочность колёс по контактным напряжениям обеспечена

Рис.10