- •1 Кинематический и силовой расчет привода
- •Уточненные значения частот вращения и моменты на валах редуктора
- •2 Расчет цилиндрической передачи редуктора
- •2.1 Критерии работоспособности цилиндрических передач
- •2.2 Исходные данные для расчета цилиндрической передачи
- •2.3 Допускаемые контактные напряжения
- •2.4 Допускаемые изгибающие напряжения
- •2.5 Определение межосевого расстояния
- •2.6 Основные геометрические параметры передачи
- •2.7 Силы, действующие в зацеплении
- •2.8 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •2.9 Проверка зубьев колес по изгибающим напряжениям
1 Кинематический и силовой расчет привода
Целью кинематического и силового расчета является определение мощности электродвигателя и его подбор; определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням.
Таблица 1.1
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетные формулы и указания |
КПД упругой муфты |
ηм |
ηм=0,99 |
КПД пары подшипников качения |
ηпк |
ηпк=0,995 |
Общий КПД привода |
ηо
|
По формуле (1.2) =∙=0,992∙0,995==0,97 По формуле (1.1) |
Необходимая мощность двигателя, кВт |
Nэ
|
Nэ=P∙V∙ ∙10-3/=1500∙1,5∙ ∙10-3/0,97=2,2 |
Частота вращения ведомого вала, мин-1 |
nпр |
По формуле (1.3) nпр=== =159 |
Принятый двигатель |
- |
90L6/955 – по рекомендациям |
Характеристика двигателя |
- |
Р=2.2 кВт; nэ=955 мин-1 |
Передаточное отношение редуктора |
iзп |
iзп = nэ/ nпр=955/159=6 |
Уточненные значения частот вращения и моменты на валах редуктора
Таблица 1.2
Вал |
Частота вращения, мин-1 |
Крутящий момент (Т), Н∙м |
Первый |
n1= nэ=955 |
Т1=9,55∙103∙(Р/nэ)=9550∙(2,2/955)= =22 |
Второй |
n2=n1/iзп=955/6=159 |
Т2= Т1∙iзп =22∙6=132 |
2 Расчет цилиндрической передачи редуктора
2.1 Критерии работоспособности цилиндрических передач
Критерием работоспособности закрытых зубчатых передач является прочность зубьев: активных поверхностей и изгибная.
Расчет зубчатых передач проводится в два этапа: проектировочный – из условий контактной выносливости определяются основные размеры передачи и проверочный – при известных параметрах передачи и условиях ее работы определяют контактные и изгибные напряжения и сравниваются с допускаемыми по выносливости материала. В результате проверочного расчета могут быть уточнены размеры передачи, материал и термохимическая обработка зубьев колёс.
2.2 Исходные данные для расчета цилиндрической передачи
Исходные данные при расчете быстроходной ступени:
Т1=22 Н∙м, Т2=132 Н∙м, n1=955 мин-1, iзп=6; с целью снижения шума зубчатая пара изготавливается с косозубыми колесами. Согласно рекомендациям принимаются материал и термообработка шестерни и колеса: шестерня – сталь 40Х, σв=790 МПа, σт=640МПа, термообработка улучшение, НВ 235 – 262; колесо – сталь 45, σв=780 МПа, σт=540 МПа, термообработка нормализация, НВ 235 – 262. При этом обеспечивается приработка зубьев.
2.3 Допускаемые контактные напряжения
Таблица 2.1
Наименование параметра |
Обозначение |
Расчетные формулы и указания |
Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, МПа |
σнlimb |
По табл. 4.1 σнlimb1=17∙НRC+200=17*50+200=1043 σнlimb2=2ННВ+70=2∙235+70=540 |
Коэффициент безопасности для шестерни и колеса |
Sн |
Sн1=1,1 – для шестерни и колеса с однородной структурой материала (улучшение) |
Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев |
ZR |
ZR=0,95 – при Ra=2,5 – 1,25 |
Коэффициент, учитывающий окружную скорость |
ZV |
ZV=1 - принимается ориентировочно |
Коэффициент нагрузки в сутки по часам |
Ксут |
Ксут=0,33 - исходные данные |
Коэффициент нагрузки в году по дням |
Кгод |
Кгод=0,7 - исходные данные |
Срок службы в годах |
L |
L=5 - исходные данные |
Число часов работы передачи за расчетный срок службы, ч |
t |
t=24∙ Ксут∙365∙Кгод ∙L =24∙0,33∙365∙0,7∙5=10118 |
Число зацеплений зуба за один оборот колеса |
С |
С=1 |
Частота вращения шестерни, мин-1 |
n1 |
n1=955 |
Крутящие моменты, передаваемые шестерней в течение соответствующих промежутков времени |
Тi ti |
Согласно графика нагрузки: Т1=22; t1=0,45∙t=0,45∙10118=4553 Т2=0,6∙Т1=13,2; t2=0,55∙10118=5565 |
Эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса |
NНЕ |
NНЕ1=60∙с∙n1∙[()3∙ti]=60∙1∙955∙[()3∙4553+()3∙ ∙5565]=330∙106 NНЕ2=NНЕ1/iп=330∙106/6= =55∙106 |
Базовое число циклов перемены напряжений |
NНО |
По рис. 4.1 твердость зубьев шестерни и колеса NНО1=17∙106; NНО2=15∙106 |
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса |
КНL |
При NНЕ/ NНО>1 и переменной нагрузке КНL1= КНL2=1 |
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа |
σНР |
По формуле (4.2) σНР1=∙ZR∙ZV ∙ ∙КНL=∙0,95∙1∙1=900 σНР2=∙ZR∙ZV ∙ ∙КНL=∙0,95∙1∙1=466 σHP= 0,45(σHP1+ σHP2)= 614,7 |
Допускаемое предельное контактное напряжение зубьев колеса, как менее прочного, МПа |
σНРmax |
σНРmax=2,8∙σТ= 2,8∙540=1512, при Н2<HB350 |
Допускаемое предельное контактное напряжение зубьев колеса, как менее прочного, МПа |
σНРmax |
σНРmax=2,8∙σТ= 2,8∙540=1512, при Н2<HB350 |