1.2 Кинематический расчет привода

Частоту вращения ведомого вала или ведущего вала определим по формуле:

об/мин, (7)

где – окружная скорость звездочек;

– число зубьев тяговых звездочек;

– шаг тяговых цепей.

Определим общее передаточное число привода:

; (8)

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода:

, (9)

где – передаточное отношение конической передачи, принимаем = 2 (таблица 4.2, [1]),

– передаточное отношение цилиндрической передачи, принимаем =2.

Определяем передаточное отношение второй ступени редуктора (таблица 4.2, [1]):

. (10)

Определяем передаточное отношение первой ступени:

; (11)

Определение частоты вращения валов привода:

n₁ = = 3000 об/мин;

об/мин; (12)

об/мин; (13)

об/мин; (14)

об/мин. (15)

Определение крутящих моменты на валах:

; (16)

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м;

Н∙м.

Определяем ориентировочные диаметры всех валов привода:

(17)

где [ ] – допускаемое напряжение кручения, [ ] = 13∙10⁶ Па.

м или мм;

м или мм;

м или мм;

м или мм;

м или мм.

Глава 2 расчет редуктора

2.1 Выбор материала

Для получения сравнительно недорогого редуктора и небольших габаритов, выбираем для изготовления колес и шестерен второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 4.4 [1] назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 НВ; = 850 МПа; =550 МПа, для шестерни второй ступени – улучшение 260…280 НВ; = 950 МПа; = 700 МПа; зубьям шестерни первой ступени – азотирование поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 МПа; =800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обоих ступеней.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения вычислим, используя таблицу 4.5[1] для колес обеих ступеней:

= 2НВ + 70 = 2·240 + 70 = 550 МПа.

Для шестерни первой ступени:

= 18HRC+150=18 50 +150= 1050 МПа.

Коэффициент долговечности (таблица 4.5, [1]) при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации принимаем .

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при с = 1 определяется по формуле:

, (18)

где n – частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

– суммарный срок службы, называемый ресурсом передачи, или число часов работы передачи за расчетный срок службы, тыс. ч;

с – число зацеплений зуба за один оборот колеса.

По графикам (рисунок 4.6, [1]) определим для колеса первой ступени НВ=240 (среднее) = 15 10⁶. Так как расчетное число циклов больше базового, то принимаем . Так как все другие колеса вращаются быстрее, то и для них больше , следовательно для всех колес .

Коэффициент безопасности (таблица 4.5, [1]) для первой ступени S_H = 1,2; для второй S_H = 1,1.

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому по формуле:

; (19)

Для колеса первой ступени = 500 МПа, а для шестерни:

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле:

; (20)

.

Принимаем