Приложение 1
Пример оформления раздела курсового проекта «Расчет цилиндрических зубчатых передач редуктора».
Требуется рассчитать зубчатые передачи привода цепного транспортера, схема и исходные данные для которого представлены на рис.1 6.
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 параметров |
Обозн. |
Расчетные формулы и указания |
К.п.д. упругой муфты |
η1 |
η |
К.п.д. пары подшипников качения |
η2 |
η2=0,995 |
К.п.д. цилиндрической закрытой зубчатой пары |
η3 |
η3=0,97 По табл.1.1 7 |
К.п.д. ременной передачи |
η4 |
η4=0,97 |
Общий к.п.д. привода |
ηо |
По формуле (1.2)
|
Необходимая мощность двигателя, кВт |
Nэ |
По формуле (1.1)
|
Диаметр делительной окружности тяговой звездочки, мм |
Do |
|
Частота вращения ведомого вала, мин -1 |
nпр |
|
1=0,985
Продолжение таблицы 1.1
Передаточное отношение ременной передачи |
ip |
ip=2÷4 – по табл.1.3 |
Передаточное отношение двухступенчатого редуктора |
iред |
iред=7,1÷50 – по табл.1.2 |
Ориентировочное передаточное отношение привода |
iо |
По формуле (1.5)
|
Ориентировочная частота вращения вала двигателя, мин -1 |
nэ |
|
Принятый двигатель |
- |
4А90L4 – по рекомендациям [4,11] |
Характеристика двигателя |
- |
N=2,2 кВт; nэ=1425 мин -1 |
Передаточное отношение привода |
io |
|
Распределение передаточного отношения по ступеням привода: ременная передача редуктор 1-я ступень редуктора 2-я ступень редуктора |
ip iред u1 u2 |
ip=2 iред=io/ip=37,3/2=18,65 u1=4,7 – по графику рис.1.1 u2= iред/u1=18,65/4,7≈4 |
Уточненные значения частот вращения и моменты на валах редуктора
Таблица 1.2
Вал |
Частота вращения (n), мин -1 |
Крутящий момент (T), Н∙м |
Первый |
|
|
Второй |
|
|
Третий |
|
|
ξ– коэффициент скольжения в ременной передаче |
||
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА
Расчет быстроходной ступени
Критерием работоспособности закрытых зубчатых передач является прочность зубьев: активных поверхностей и изгибания.
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 определяются 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 колес.
Исходные данные для расчета быстроходной ступени: Т1=28,4 Н∙м, Т2=128,8 Н∙м, n1=702 мин -1, u1=4,7; с целью снижения шума зубчатая пара изготавливается с косозубыми колесами. Согласно рекомендациям (см.табл.3.1 и 3.2) принимаются материал и термообработка шестерни и колеса: шестерня – сталь 40Х, в=900МПа, σТ=750МПа, термообработка улучшение и поверхностная закалка т.в.ч., НВ 269÷302 – сердцевины, HRC50 – поверхности; колесо – сталь 45, σв=780МПа, σТ=540МПа, термообработка улучшение, НВ235÷262. При этом обеспечивается приработка зубьев.
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость и перегрузки (см. подразделы 4.1 и 4.3).
Таблица 2.1
Наименование параметров |
Обозн. |
Расчетные формулы и указания |
Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, МПа |
σн limв |
По табл.4.1 σн limв= 17НHRC +200=17∙50+200=1050 σн limв= 2Ннв+70=2∙250+70=570 |
Коэффициент безопасности для шестерни и колеса |
Sн |
Sн1=1,2 – для шестерни с неоднородной структурой материала (закалка т.в.ч.); Sн2= 1,1 – для колеса с однородной структурой материала (улучшение) |
Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев |
ZR |
ZR =0,95 – при Rα=2,5÷1,25 |
Коэффициент, учитывающий окружную скорость |
ZV |
ZV=1 – принимается ориентировачно (подлжеит уточнению по рис.4.3, если окружная скорость V будет больше 5 м/с |
Коэффициент нагрузки в сутки по часам |
Ксут |
Ксут=0,3 |
Коэффициент нагрузки в году по часам |
Кгод |
Кгод=0,8 |
Срок службы в годах |
L |
L =10 |
Число часов работы передачи за расчетный срок службы |
t |
t =24∙Ксут∙365∙Кгод∙L=24∙0,3∙365∙0,8∙10=21000 |
Число зацеплений зуба за один оборот колеса |
с |
с=1 |
Частота вращения шестерни, мин -1 |
n1 |
n1=702 |
Крутящие моменты, передаваемые шестерней в течение соответствующих промежутков времени |
Тi ti |
Согласно графика нагрузки: Т1;t1=0,15t=0,15∙21000=3150;Т2=0,75Т1; t2=0,3t=0,3∙21000=6300; Т3=0,5Т1; t3=0,55t=0,55∙21000=11550
|
Продолжение таблицы 2.1
Эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса |
NHE |
По формуле (4.4)
|
Базовое число циклов перемены напряжений |
NHO |
По рис.4.2 твердость зубьев шестерни НВ480 и по рис.4.1 NHO1=85∙106; NHO2=16∙106 |
Коэффициент долговечности |
KHL |
При NHE/NHO>1 и переменной нагрузке (см.рис.4.4) KHL1= KHL2=1 |
Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа |
σнр |
По формуле 4.1
|
Допускаемое контактное напряжение косозубой передачи, МПа |
σнр |
По формуле 4.2
При этом σнр≤1,23∙ σнрmin=1,23∙492=605 Принимается σнр=595 |
Допускаемое предельное контактное напряжение зубьев колеса, как менее прочного, МПа |
|
|
,
при Н2<НВ350