2.3 Тепловой расчет редуктора

Коэффициент трения по табл. 4.13 [1]: f = 0,035.

Угол трения по формуле:

_(2.35)

_{Уточняем КПД червячной передачи:}

_(2.36)

Мощность на червяке:

_(2.37)

_{Мощность теплоотдачи:}

_(2.38)

_{Где К – коэффициент теплоотдачи; К = 9;}

_{А – площадь поверхности редуктора; по таблице [1] А = 0,78 м2;}

_{t1 и t0 – температуры масла и окружающей среды; соответственно 75 и 20 градусов.}

_{Мощности теплоотдачи недостаточно, применяем в конструкции редуктора охлаждающие ребра.}

3 Проектный расчет открытой передачи

3.1 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 = 260 HB

для шестерни – улучшение до H = 290 HB.

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,

где HB - твёрдость материала по шкале Бринелля, МПа.

Тогда, предел контактной выносливости для колеса:

σ_{H lim 2}=2⋅260+70=590 МПа

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

σ_{H lim 1}=2⋅290+70=650 МПа

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

При улучшении выбираем S_H= 1,1.

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⋅ 260^2,4=1,87⋅10⁷

для шестерни:

N_HG1=30⋅ 650^2,4=16,9⋅10⁷

Эквивалентное число циклов N_HЕ рассчитывается по формуле [2]:

N_HЕ= μ _Н⋅60⋅ с⋅n⋅t _Σ,

где μ_Н- коэффициент режима работы ( по таблице 8.9, [2] для тяжелого режима работы μ_Н= 0,5);

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_Σ=N_Г ⋅N_Н ⋅N_ДН ⋅N_СМ ⋅t_СМ , (3.6)

где N_Г- количество лет службы привода (N_Г= 8 по условию задачи);

N_Н- количество недель в году (N_Н= 52);

N_ДН- количество рабочих дней в неделю (принимаем N_ДН= 5);

N_СМ- количество рабочих смен в день (N_СМ= 1);

t_СМ- количество часов в смену (принимаем t_СМ= 8)

t _Σ=8⋅52⋅5⋅1⋅8=16640 ч.

Тогда:

для колеса:

N_{HЕ 2}=0,5⋅60⋅1⋅80,68⋅16640=4⋅10⁷

для шестерни:

N_{HЕ 1}=0,5⋅60⋅1⋅142,5⋅16640=7,1⋅10⁷

Коэффициент долговечности

для колеса:

для шестерни:

Тогда допускаемые напряжения:

для колеса

для шестерни:

Окончательно принимаем за допускаемые напряжения

Допускаемые напряжения изгиба

Предел изгибной выносливости для колеса:

= (3.7)

МПа

Предел изгибной выносливости для шестерни:

=

МПа

Коэффициент долговечности для колеса и шестерни:

. (3.8)

Если <1, то принимаем =1; если >1, то оставляем рассчитанное значение.

Коэффициент двустороннего приложения нагрузки:

=1

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.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба N_FE рассчитывается по формуле [2]:

N_FE= μ _F⋅60⋅ с⋅ n⋅ t _Σ, (3.10)

Тогда для колеса:

N_FE2=0,3⋅60⋅1⋅80,68⋅16640=24⋅10⁶

для шестерни:

N_FE1=0,2⋅60⋅1⋅142,5⋅16640=28⋅10⁶

Коэффициент долговечности:

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Y_A=1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

для колеса:

для шестерни: