2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода

(2.3)

Расчёт по формуле (2.3) даёт .

Примем /2, с. 6/ передаточные отношения:

- для ременной передачи - .

Тогда на долю зубчатой передачи остаётся передаточное отношение .

Проверка убеждает в правильности вычислений.

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

2.3.1 Частоты вращения валов:

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.

2.3.2 Угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с.

2.3.3 Мощности на валах привода:

кВт;

кВт;

кВт.

кВт.

2.3.4 Моменты на валах привода:

Н·м;

Н·м;

Н·м.

Н·м.

2.3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу /на валу двигателя/ /см. пункт 2.1.3/.

Номинальной мощности двигателя кВт соответствует номинальный момент Н·м. Отсюда Н·м.

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности /см. пункт 2.3.4/, в раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Н·м;

Н·м;

Н·м.

Н·м.

2.3.6 Результаты расчётов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1.

4

81,6

8,54

2,54

297,42

634,4

Таблица 2.1 – Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1.1	, об/мин	, рад/с	, кВт	, Н·м	, Н·м
1	955	99,95	2,8	28,01	59,94
2	318,3	33,31	2,66	79,85	170,77
3	81,6	8,54	2,6	304,4	651,4

3 Расчёт зубчатой передачи редуктора

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

3.1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колес назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-88. После улучшения /закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием/ материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с. 34/:

Шестерня Колесо

Твёрдость НВ 230...260 НВ 200...225

Предел текучести , не менее 440 МПа 340 МПа

Предел прочности , не менее 780 МПа 690 МПа

3.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/

,

(3.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2, с. 27/

(3.2)

Коэффициент долговечности /2, с. 33/

(3.3)

где - базовое число циклов;

- эквивалентное /действительное/ число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов /2, с. 33/.

Эквивалентное /действительное/ число циклов /3, с. 184/

(3.4)

где - число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;

- частота вращения этого колеса, об/мин;

- срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса , об/мин, об/мин. По заданию на курсовой проект /см. раздел 1/ срок службы составляет 10 лет при односменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены - 8 часов, получим час.

Расчёт по формуле (3.4) даёт для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как и . В таком случае следует принимать /2, с. 33/.

Если взять коэффициент безопасности /2, с. 33/, то расчёт по формулам (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно

МПа, МПа.

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость /2, с. 35/

(3.5)

при соблюдении условия

,

где и - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (3.1), МПа;

- меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (3.5), МПа.

Расчёт по формуле (3.5) даёт МПа. Условие выполняется, так как 391,5<1,23·409=502,07.

3.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле:

(3.6)

При МПа /минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1/

МПа.

3.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчёте зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с. 190/

(3.7)

где - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;

- коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья /в случае реверсивной передачи/;

- допускаемый коэффициент безопасности /запаса прочности/.

По рекомендации /2, с. 43...45/ берём:

- для нормализованных и улучшенных сталей =1,8НВ;

- при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, =1;

- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 .

Коэффициент долговечности /3, с. 191/

(3.8)

где - показатель корня;

- базовое число циклов;

- эквивалентное /действительное/ число циклов.

Для колёс с твёрдостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается .

Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и /см. пункт 3.1.2/. Оба эти значения /для шестерни - , для колеса - / больше . Поэтому принимается коэффициент долговечности /3, с. 191, 192/.

Расчёт по формуле (3.7) даёт соответственно для шестерни и колеса

МПа, МПа

3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350

(3.9)

Расчёт по этой формуле с учётом характеристик материала /см. пункт 3.1.1/ даёт для шестерни и колеса соответственно

МПа, МПа.