Определение передаточных чисел привода.

Определяем общее передаточное число:

Передаточное число редуктора:

По формуле из таб. 1.3 [1] определяем передаточные числа быстроходной и тихоходной передач:

Определение вращающих моментов на валах привода:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

вращающий момент на входном валу редуктора:

где: h_з=0, 97 – КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

 

По заданным коэффициентам L₀, Kc и Кг определим время работы

редуктора и коэффициент нагрузки:

 

t∑ = L₀·365· Кг·24· Kc·ПВ%/100=10·365·0, 8·24·0, 7·100/100=49056 часа,

 

Кнагр. =

 

Расчет зубчатой передачи.

Выбор твердости, термической обработки и материала шестерни и ко­леса.

Материал зубчатых колес является определяющим фактором для габаритных размеров и массы редуктора.

Шестерни:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость	sТ МПа	Размеры, мм
Сердцевины НВ	Поверхности HRC	Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение и за­калка ТВЧ	269...302	48..53

Колеса:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость	sТ МПа	Размеры, мм
Сердцевины НВ	Поверхности НВ	Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение	235…262	235…262

 

Допустимые контактные напряжения.

 

[ σ ] _Н = σ _Нlim Z_N Z_R Z_v/S_H

σ _Н1lim= 17 HRC_ср+ 200 =17*50+200=1050 (МПа)

σ _Н2lim=2HB_ср+70 =2*250+70=570 (МПа), (табл.2.2 [1])

S_H-коэффициент запаса прочности, S_H=1, 1

Z_N-коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса

Z_N= , при условии 1≤ Z_N ≤ Z_Nmax

N_HG=30 НВ_ср^{2, 4}≤ 12*10⁷, N_HG1=30*480^{2, 4}=8, 2*10⁷

N_HG2=30*250^{2, 4}=1, 7*10⁷

т.к. N_k > N_HG принимаем N_k = N_HG

N_k = N_HG1=8, 2*10⁷

N_k = N_HG2=1, 7*10⁷

Z_N=1, Z_Nmax=2, 6

Z_R-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, Z_R=1

Z_v-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, Z_v=1, 15

[σ ]_Н1=1050*1*1*1, 15/1, 1=1097 (МПа)

[σ ]_Н2=570*1*1*1, 15/1, 1=596 (МПа)

[ σ ] _Н=0, 45([σ ]_Н1 +[σ ]_Н2 )≥ [σ ]_{H min}

[ σ ] _Н=762 (МПа).

Допускаемые напряжения изгиба

[ σ ] _F= σ _Flim Y_N Y_R Y_A/S_F

σ _F1lim=600 (МПа)

σ _F2lim= 1, 75*250=437 (МПа), (по табл.2.3 [1])

S_F=1, 7

Y_N= , при условии 1≤ Y_N ≤ Y_Nmax

Y_Nmax=4 и q=6, N_FG=4*10⁶

При N_k> N_FG принимаем N_{k 1, 2}= N_FG=4*10⁶

Y_N=1, Y_R=1, Y_A=1

[ σ ] _F1=600*1*1*1/1, 7=352, 9 (МПа)

[ σ ] _F2=437*1*1*1/1, 7=257 (МПа)

Учет режима нагружения при определении

Допускаемых напряжений

режим нагружения по табл.2.4[1]: III –средний нормальный:

µ_н=0, 180; µ_F= 0, 065.

 

Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

 

Межосевое расстояние

Предварительное значение:

К=8; u=u_б=3, 15; Т₁=Т_1Б=21, 4 Н*м;

 

Окружная скорость:

По табл.2.5 [1] определяем степень точности зубчатой передачи: 9- передача низкой точности, но выберем более точную; 7- передача нормальной точности

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

=410 (МПа)^1/3; u=3, 15; ;

, по табл.2.6[1]

Округляем до ближайшего стандартного значения: a_w=63(мм).

Предварительные основные размеры колеса.

Диаметр колеса:

Ширина колеса:

Модуль передачи

Принимаем модуль равный 1, 75 мм.

Суммарное число и угол наклона зубьев.

Число зубьев шестерни и колеса.

Шестерни:

Колеса:

Фактическое передаточное число.

u_ном=3, 15

Погрешность между u_ф и u_ном составляет 1% (для двухступенчатых редукторов допустимая погрешность 4%).

Окончательное значение размеров колес.

делительные диаметры колес:

диаметры вершин колес:

диаметры впадин колес (мм):

Размер заготовок колес

 

Силы в зацеплении.

Окружная:

Осевая сила:

Радиальная сила:

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.

 

=3, 61; =0, 87; =4, 30;

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

[σ ]_Н=762(МПа)-условие выполнено.

Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчет червячной передачи.

 

Определение скорости червяка.

 

Выбор материала колеса и червяка.

 

Материал червяка: Сталь 40ХН. Обработка: улучшение + закалка ТВЧ + шлифование.

Твердость сердцевины 269-302 HB

Твердость поверхности 48-53 HRC

Материал колеса: Латунь БрО5Ц5С5, v_ск≤ 8(м/с)

Допускаемые контактные напряжения.

I группа

К_НЕ=0, 121 по табл.2.15[1]

 

 

Допускаемые напряжения изгиба.

K_FL-коэффициент долговечности

N_FE=K_FEN_k-эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи.

Предельные допускаемые напряжения.

 

Межосевое расстояние.

 

Для стандартных червячных пар a_w=280(мм)

K_a=610; K_Hβ =1, 025

 

Основные параметры передачи.

 

Число зубьев колеса: Z₂=Z₁*U=40; Z₁=1

Модуль передачи:

Коэффициент диаметра червяка:

Коэффициент смещения:

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре

 

на начальном цилиндре

Фактическое передаточное число:

Размеры червяка и колеса.

Длина нарезаемой части червяка при х≤ 0:

Для шлиф. Червяка: при m< 10(мм) b₁=137+38(мм)=175(мм)

Диаметр колеса наибольший:

Ширина венца:

Проверочный расчет передачи на прочность:

Скорость скольжения в зацеплении:

 

Допускаемое напряжение:

Z_σ =5350

X-коэф., учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Q=72 (по табл. 2.16[1])

По табл.2.17 Х=0, 5

КПД передачи.

Силы в зацеплении.

 

Окружная

Радиальная

 

⇐ Предыдущая123Следующая ⇒

Поделиться: