- •Список используемых источников
- •1.3 Определение момента сил сопротивления
- •1.4 Определение работы сил сопротивления
- •1.5 Определение момента движущих сил
- •2.2 Определение предварительных межосевых расстояний редуктора
- •3.2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •3.3.2 Проверка контактных напряжений тихоходной ступени
- •3.3.3 Проверка зубьев тихоходной ступени на выносливость
- •3.3.4 Определение размеров зубчатых колес быстроходной ступени
- •3.3.5 Проверка контактных напряжений быстроходной ступени
- •3.3.6 Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость
- •4.4 Эскизная компоновка редуктора
2.2 Определение предварительных межосевых расстояний редуктора
Предварительные межосевые расстояния редуктора определяются по приближенным формулам [1]:
(2)
где - межосевое расстояние быстроходной ступени, мм;
- межосевое расстояние тихоходной ступени, мм.
Результаты расчета сведены в таблицу 2.
Таблица 2 – Результаты расчета межцентровых расстояний редуктора
Название параметра |
Значение параметра |
||
Угловая скорость двигателя, |
304,7 |
150,8 |
101,0 |
Межосевое расстояние , мм |
226,3 |
221,5 |
210,7 |
Межосевое расстояние , мм |
286,9 |
251,8 |
240,3 |
Определяем массу редуктора по формуле [1] при выполнении условия
:
.
Результаты расчета сведены в таблицу 3. Массу электродвигателя выбираем по таблице П1 [1] для .
Таблица 3 – Результаты расчета массы привода
|
Масса, кг |
||
двигателя |
редуктора |
привода |
|
304,5 |
185 |
397,1 |
582,1 |
150,8 |
195 |
342,6 |
537,6 |
75,5 |
310 |
316,3 |
626,3 |
Для привода выбираем электродвигатель АИР180М4 [3] с частотой и мощностью .
3 РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ
3.1 Выбор материала зубчатых колес
По предварительным межосевым расстояниям и определяем предварительные размеры зубчатых колес и размеры заготовок зубчатых колес:
Для зубчатых колес выбираем [1, таблица П3] сталь марки 40ХН:
.
Термообработка – нормализация.
Для шестерен также выбираем сталь марки 40 ХН:
.
Термообработка – улучшение.
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
Для косозубых передач за допускаемое контактное напряжение принимается среднее значение из и , если выполняется следующее условие [2]:
, (3)
где - меньшее значение из двух и .
Допускаемые контактные напряжения и определяются раздельно по формуле [2]:
, (4)
где - предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев; - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи; - коэффициент безопасности, принимаемый 1,1 для объемно-упрочненных зубьев и 1,2 – для поверхностно-упрочненных зубьев; произведение коэффициентов, учитывающих влияние шероховатости, скорости, смазки и размеров колес, для колес диаметром меньше 1000 мм по ГОСТ 21534-87 принимается .
Пределы контактной выносливости при выбранной термической обработке и твердости зубьев определяются по формуле [2]:
. (5)
Коэффициент долговечности определяется в зависимости от - суммарного числа циклов нагружения или перемены напряжений. Если , то , а если , то коэффициент определяется по формуле:
, (6)
, (7)
где - базовое число циклов; - расчетное число циклов при постоянном режиме нагрузки; - угловая скорость вала колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения; - число зацеплений зуба за один оборот колеса; - продолжительность работы передачи за расчетный срок службы.
Базовое число циклов нагружения определяется по формуле [2]:
(8)
Базовое число циклов для шестерен:
.
Базовое число циклов зубчатых колес:
.
Определяем расчетное число циклов нагружения для шестерен и зубчатых колес:
;
;
/
Суммарное число циклов нагружения больше базового числа циклов нагружения для всех зубчатых колес, поэтому .