- •1.1 Введение
- •1.2 Энергетический и кинематический расчет привода
- •1.2.1 Кпд привода
- •1.2.2 Подборка электродвигателя
- •1.2.3 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням
- •1.2.4 Частота вращения и моменты на валах
- •1.3 Проектный расчет зубчатых передач
- •1.3.1 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжения
- •1.3.2 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости
- •1.3.3 Коэффициент расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
- •1.3.4 Проектировочный расчет цилиндрической передачи
- •1.3.4.1 Расчет тихоходной ступени
- •1.3.4.2 Расчет быстроходной ступени
- •1.3.5 Допускаемые напряжения на изгиб в зубьях шестерни [2, с. 10]:
- •1.4 Предварительный расчет диаметров валов
- •1.5 Предварительный расчет открытой конической передачи
- •1.5.1 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости
- •1.6Подбор муфты
- •2 Эскизный проект
- •2.1 Основные параметры привода.
- •2.1.1 Параметры редуктора.
- •2.1.2 Общее передаточное число привода
- •2.1.3 Уточнение nj и Тj:
- •2.2 Диаметры валов редуктора
- •2.2.1 Быстроходный вал.
- •2.2.2 Промежуточный вал.
- •2.2.3 Тихоходный вал.
- •2.3 Конструкция зубчатых колес
- •2.4 Конструктивные элементы редуктора
- •2.5 Смазка зацеплений и подшипников
- •2.6 Усилия в передачах
- •2.7 Проверочный расчет валов на статическую прочность
- •2.7.1 Расчет на статическую прочность
- •2.8 Подбор подшипников качения
- •2.8.1 Нагрузка на опорах валов Fr и Fa приведена в таблице 2.8.
- •2.9 Расчет шпоночных соединений
- •3 Технический проект
- •3.1 Проверка опасного сечения промежуточного вала на долговечность
1.2.4 Частота вращения и моменты на валах
Частота вращения i-го (i=1…5) вала
ni=n1/u1-i,
где u1-i – передаточное число между валом двигателя (i=1) иi-м валом привода (рисунок 1)
Кинематическая схема привода
Направление вращения валов на рисунке 1 показаны стрелками.
Вращающий момент на j-м валу (j=5,4…1):
Тj=T5/u5-jη5-j,
где u5-j,η5-j – соответственно передаточное число и КПД между валом барабана(j=5) иj-м валом привода.
Результаты расчета для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.4
Таблица1.4 – Частота вращения и моменты на валах
-
Валы
U1-i
ni, об/мин
u5-j
η5j,
об/мин
Ti, Нм
I
1,00
1430
141,12
0,839
42,23
II
1,00
1430
141,12
0,866
40,9
III
5,60
255,35
25,2
0,893
222,2
IV
25,2
56,7
5,6
0,920
970,5
V
141,12
10
1,00
1,000
5000
1.3 Проектный расчет зубчатых передач
Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния аwиз условия сопротивления контактной усталости.
В целях унификации [2, с.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом мелкосерийного производства принимаем Сталь 40ХН ГОСТ 4543-71.
Быстроходная ступень редуктора – цилиндрическая прямозубая; тихоходная – цилиндрическая косозубая. Выпуск мелкосерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют. По рекомендациям [2, с.3, п. 1.1.4], чтобы получить H1m -H2m <350HB, назначаем термообработку зубьев:
шестерен z1– поверхностная закалка ТВЧ (ТВЧ1);
колес z2– улучшение (У2)
Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, с.5] с предположением,
что D< 315 мм иS< 200 мм, даны в таблице 1.5.
Таблица 1.5- механические свойства материалов
|
Наименование параметра |
Зубчатое колесо |
Примечание | |
|
шестерня z1 |
колесо z2 | ||
|
Материал |
Сталь 40ХН |
Сталь 40ХН |
[2, с.3, рисунок 1.1] |
|
Термообработка |
закалка (ТВЧ1) |
улучшение (У2) | |
|
Твердость поверхности средняя по Роквеллу по Бринеллю по Виккерсу |
(48…52)HRCЭ 50,5 HRCЭ 480 НВ 520HV |
(235…262)НВ - 285НВ 290 HV | |
|
Предел прочности σВ, МПа |
920 |
800 | |
|
Предел текучести σТ, МПа |
750 |
630 | |
|
Примечание – H1m-H2m=480– 285 =195<350HB | |||
1.3.1 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжения
Коэффициент приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному:
μ=∑(Тi /Tmax)m(Lhi /Lh),
где m- показатель степени отношения моментов: тН=qH /2;mF=qF,
q – показатель степени кривой усталости,
Для зубчатой передачи :
qH = 6; mH = 3 ;
qF = mF = 6 – зубья с однородной структурой материала, включая закаленные ТВЧ со сквозной закалкой и со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработки. При расчете по контактным напряжениям σН:
μН1= μН2= μН=130,3+0,830,4+0,630,2+0,430,1=0,554
При расчете по напряжениям изгиба σF:
μF1= μF2= μF=160,3+0,860,4+0,660,2+0,460,1=0,415
Судя по величинам μН, μF заданный режим работы наиболее приближается к тяжелому.
Требуемая долговечность передачи в часах.
Lh=36524kГ kС h=365240,30,34=3153 ч,
Где kГ =0,3– коэффициент годового использования;
kС =0,3- коэффициент суточного использования;
h= 4- срок службы передачи в годах.
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы
N∑ =60 ncLh,
Где п– частота вращения зубчатого колеса, мин-1;
с– число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: с=1
Эквивалентное число циклов перемены напряжений:
NE=μ N∑ (NHE= μН N∑ ; NFE= μF N∑ )
Базовое число циклов перемены напряжения:
Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] :
– по контактным напряжениям NHlim = 30 Hm2,4 120106,
где Hm– средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;
– по изгибным напряжениям : NFlim = 4106.
Результаты расчета N, NHE, NFE, NHlim, представлены в таблице 1.6.
Таблица 1.6 – Число циклов перемены напряжений в зубьях
|
Ступень и зубчатое колесо |
n, мин-1 |
Число циклов N в миллионах | ||||||
|
NS |
NHE |
NHLim |
Сравнение NHE c NHLim |
NFE |
Сравнение | |||
|
NFE c NFLim | ||||||||
|
Б.ст. |
Z1 |
1430,0 |
270,5 |
149,85 |
81,6 |
NHE >NHLim |
112,25 |
NFE >NFLim |
|
Z2 |
255,35 |
48,3 |
26,75 |
23,4 |
NHE>NHLim |
20,04 |
NFE >NFLim | |
|
Т.ст. |
Z1 |
255,35 |
48,3 |
26,75 |
81,6 |
NHE <NHLim |
20,04 |
NFE >NFLim |
|
Z2 |
56,7 |
10,7 |
5,93 |
23,4 |
NHE <NHLim |
4,44 |
NFE >NFLim | |