1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Общее передаточное отношение рассчитаем по формуле:

, (1.6)

где n`=n(1-S); S – коэффициент скольжения; S = 0.05.

n` = 750(1-0.05) = 712,5

_Тогда:

Принимаем передаточное число для быстроходной передачи:

Принимаем передаточное число для тихоходной передачи:

u_т=4

Передаточное число цепной передачи:

, (1.10)

.

Определяем частоты вращения валов привода:

n₁=n_эд =712,5 мин^-1, (1.11)

n₂=n_эд/u_б, (1.12)

n₂=712,5/3=237,5 мин^-1,

n₃=n₂/u_тп, (1.13)

n₃= 237,5/2,8=84,82 мин^-1,

n₄=n₃/ u_цп, (1.14)

n₄=84,82/3,93=21,81 мин^-1.

n₅=n₄=21,6 мин^-1

Определяем мощности, передаваемые валами:

Р₁=Р_этр_м, (1.15)

Р₁= 7,110,995=7,07 кВт,

Р₂=Р₁_зп_пк, (1.16)

Р₂= 7,070,970,99=6,8 кВт,

Р₃=Р₂_зп_пк, (1.17)

Р₃= 6,80,970,99=6,52 кВт,

P₄= Р₃ _цп_пк,

P₄=6,520,950,99=6,13 кВт.

P₅= Р₄_пк,

P₅=6,130,99=6,07 кВт.

Определяем крутящие моменты на валах привода по формуле:

Т₁=9550Р₁/n₁=95507,07/712,5=94 Нм;

Т₂=9550Р₂/n₂=95506,8/712,5=91 Нм;

Т₃=9550Р₃/n₃=95506,52/237,5=262 Нм;

Т₄=9550Р₄/n₄=95506,13/84,82=690 Нм;

Т₅=9550Р₅/n₄=95506,07/21,6=2683 Нм;

2 Проектный расчет передач редуктора

2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес.

Для изготовления колеса и шестерни выбираем материал Сталь40Х (σ_в =850 МПа, σ_т=700 МПа).

Назначаем термообработку по таблице 8.7, [2]:

для колеса – улучшение до H = (230…260)HB

для шестерни – азотирование до H = (50…59)HRC (для сердцевины H_c=(26…30)HRC ).

Определяем допускаемые контактные напряжения [σ_H], МПа по формуле [2]:

где σ _{H lim}- предел контактной выносливости, МПа;

S _H- коэффициент безопасности;

Z _N- коэффициент долговечности.

Предел контактной выносливости σ_{H lim}, МПа при улучшении рассчитывается по

формуле из таблицы 8.8, [2]:

σ_{H lim}=2⋅ HB+70, (2.2)

где HB - средняя твёрдость материала по шкале Бринелля, МПа.

где HB_min и HB_max- минимальное и максимальное значение твёрдости для

выбранных материалов , МПа.

для колеса:

Тогда, предел контактной выносливости для колеса:

σ_{H lim 2}=2⋅245+70=560 МПа

Предел контактной выносливости σ_{H lim}, МПа при азотировании для шестерни:

σ_{H lim 1}=1050 МПа

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [2] в зависимости от термообработки.

При улучшении для колеса выбираем S_H= 1,1 ,при азотировании для шестерни S_H= 1,2.

Коэффициент долговечности Z _N рассчитывается по формуле (8.59), [2]:

где N_HG- циклическая долговечность;

N_HЕ- эквивалентное число циклов.

Циклическая долговечность N_HG рассчитывается по формуле [2]:

N_HG=30⋅ HB^2,4.

Тогда, для колеса:

N_HG2=30⋅ 245^2,4=1,6⋅10⁷

для шестерни:

54,5HRC=540HB

N_HG1=30⋅ 540^,4=10,8⋅10⁷

Эквивалентное число циклов N_HЕ рассчитывается по формуле [2]:

N_HЕ= μ _Н⋅60⋅ с⋅n⋅t _Σ, (2.5)

где μ_Н- коэффициент режима работы ( по таблице 8.9, [2] для среднего режима работы μ_Н= 0,25);

с- число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае с = 1);

n - частота вращения, мин^-1;

t_Σ- расчётный срок службы, ч.

Расчётный срок t_Σ, ч службы рассчитаем по формуле:

t = = 53651240,33 =14454 ч, (2.6)

где L – срок службы, годы;

- коэффициенты использования передачи в году и сутках.

Тогда для тихоходной ступени:

для колеса:

N_{HЕ 2}=0,25⋅60⋅1⋅84,82⋅14454=1,83⋅10⁷

для шестерни:

N_{HЕ 1}=0,25⋅60⋅1⋅237,5⋅14454=5,2⋅10⁷

Коэффициент долговечности

для колеса : 1

для шестерни :

Тогда допускаемые напряжения:

для колеса

для шестерни:

Окончательно за допускаемые принимаем наименьшие допускаемые напряжения [σ _H] =510 МПа.

Для быстроходной ступени:

для колеса:

N_{HЕ 2}=0,25⋅60⋅1⋅237,5⋅14454=5,52⋅10⁷

для шестерни:

N_{HЕ 1}=0,25⋅60⋅1⋅712,5⋅14454=16,5⋅10⁷

Коэффициент долговечности

для колеса :

для шестерни :

Тогда допускаемые напряжения:

для колеса

для шестерни:

Окончательно за допускаемые принимаем наименьшие допускаемые напряжения [σ _H] =510 МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ_F], МПа по формуле [2]:

где σ_{F lim}- предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;

S_F- коэффициент безопасности;

Y_A- коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения

нагрузки;

Y_N- коэффициент долговечности.

Предел выносливости по напряжениям изгиба σ_{F lim}, МПа при улучшении

рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:

σ_F=1,8⋅ НВ. (2.8)

Для колеса:

σ_F2=1,8⋅245=441 МПа

Предел выносливости по напряжениям изгиба σ_{F lim}, МПа при азотировании рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [2]:

σ_F=12⋅ НRC+300.

Для сердцевины шестерни:

σ_F1=12⋅28+300=636 МПа

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [2] в зависимости от термообработки.

Для колеса и шестерни выбираем S_F= 1,75.

Коэффициент долговечности Y_F рассчитывается по формуле [2]:

где N_FG-циклическая долговечность (N_FG= 4·10⁶ для всех сталей [2]).

N_FE- эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

для колеса:

для шестерни: