- •1 Техническое предложение
- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
- •1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
- •1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Подбор муфты
- •1.6 Расчёт открытой зубчатой конической передачи
- •1.6.3 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
1.4 Предварительный расчет диаметров валов
Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости [7, с.42] или [3, с. 19], мм:,
где - расчетный коэффициент,
- момент на валу, Н·м (таблица 1.4):
Вал |
К |
Т, Н·м |
d', мм |
d, мм | ||||
быстроходный (входной) |
8 |
… |
7 |
19,9 |
21,7 |
… |
19,0 |
20 |
промежуточный |
7 |
… |
6 |
108,2 |
33,3 |
… |
28,6 |
30 |
тихоходный (выходной) |
6 |
… |
5 |
472,2 |
46,7 |
… |
38,9 |
40 |
1.5 Подбор муфты
Для соединения входного конца быстроходного вала редуктора с валом электродвигателя принимаем муфту упругую со звёздочкой по ГОСТ Р 50895-96.
Рабочий момент, передаваемый муфтой
,
где - коэффициент, учитывающий степень ответственности привода: поломка вызывает останов машины -= 1;
- коэффициент условий работы: работа неравномерно нагруженных
механизмов - =1,2;
- коэффициент углового смещения валов: перекос до 0,50 - = 1,25;
- момент на тихоходном валу редуктора; Н·м;
- допускаемый момент по паспорту муфты; Н·м;
= 29,87 Н·м
Муфта упругая со звездочкой 20 – 24 – 1 У3 ГОСТ Р 50894-96
Основные параметры и размеры, мм
Тном. Нм |
d |
nmax, мин-1 |
D |
L |
l |
С |
D1 |
D2 |
L1 |
l1 |
l2 |
B |
d1 |
31,5 |
24,20 |
4000 |
71 |
93 |
36 |
3,0 |
67 |
34 |
54 |
15 |
40 |
12,5 |
30 |
1.6 Расчёт открытой зубчатой конической передачи
1.6.1 Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы: ,
где n - частота вращения зубчатого колеса, мин -1;
с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, с.9] c =1.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, с.8]:
Базовое число циклов перемены напряжений [2, с.9]:
-по контактным напряжениям ,
где -средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;
- по изгибным напряжениям: .
Результаты расчета , ,,представлены в таблице 1.11.
Таблица 1.11 - Число циклов перемены напряжений в зубьях
Ступень и зубчатое колесо |
n, мин-1 |
Число циклов N в миллионах | ||||||
NΣ |
NHE |
NHlim |
Сравнен |
NFE |
Сравнен | |||
ОЗКП |
z1 |
36,7 |
15 |
8 |
74 |
NHE < NHlim |
8 |
NFE > NFlim |
z2 |
16,0 |
7 |
3 |
23 |
NHE < NHlim |
3 |
NFE < NFlim |
1.6.2 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление
усталости
Расчетное допускаемое контактное напряжение [2, с. 10], МПа:
- наименьшее из двух значений и .
Согласно [2, с.9]
, (1.9)
где - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, с.9]:
- для шестерен z1 (закалка ТВЧ1)
= 1008 МПа;
-для колес z2 (улучшение)
= 640 МПа;
- коэффициент долговечности [2, с. 10] в зависимости от отношения
;
- коэффициент запаса прочности [2, с.10]:
для z1 = 1,2; для z2 = 1,1;
произведение = 0,9.
Таблица 1.12- Допускаемые контактные напряжения
Ступень, зубчатое колесо |
NHlim/NHE |
ZN |
σHPi |
σHP | |
ОЗКП |
z1 |
9,14 |
1,446 |
1093 |
|
z2 |
6,66 |
1,372 |
718 |
718 |