- •Задание на проектирование привода механизма Студенту группы ____________
- •1 Техническое предложение
- •1.1 Энергетический и кинематический расчет привода
- •1.1.2 Основные характеристики передач
- •1.1.3 Выбор электродвигателя
- •1.1.4 Кинематические расчеты
- •1.1.5 Определение вращающих моментов на валах
- •2 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
- •2.1 Выбор материала и термической обработки
- •2.2 Допускаемые напряжения
- •2.3 Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •2.3.1 Межосевое расстояние
- •2.3.2 Предварительные основные размеры колеса, мм
- •2.3.7 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба гост 21354-87
- •2.3.8 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
- •4.1 Указания к расчету
- •4.2 Исходные данные
- •4.3 Выбор основных параметров
- •4.3.1 Число зубьев звездочек
- •4.3.2 Шаг приводной роликовой цепи
- •4.3.3 Выбор шага и ширины зубчатой цепи
- •4.3.4. Расчет геометрических параметров цепной передачи
1.1.4 Кинематические расчеты
Общее передаточное число привода u0 = u1u2...ui, где ui - передаточное число одной i-ой ступени передач.
Для удобства запишем:
uо = nдв / nвых
uо = uп * uред
где uред- передаточное число редуктора;
uп - передаточное число всех прочих (кроме редуктора) передач привода.
uо = 716/71,6 = 10
uо = 4*2,5 = 10
Передаточные числа одной ступени редукторов определяют по приложению таблицы П1.
uред = 3.15…5 = 4
uц.п. = 1,5…3 = uо/uред = 2,5
Допускаемое отклонение общего передаточного числа:
u0 = (u0 - u0)100% / u0 [4%],
где u0 - общее передаточное число, требуемое по заданным частотам вращения; u0 - окончательное общее передаточное число после разбивки по ступеням и округлений.
Частоты вращения валов:
nдв = nвых*uо = 71,66 мин-1*10 = 716 об/мин
n1, n2 = 716 об/мин
n3 = 716/4 = 179 об/мин
n4 = 716/10 = 71,6 об/мин
1.1.5 Определение вращающих моментов на валах
Вращающий момент i-го вала:
Тi = Tр.о / (uik ik),
где uk-i , k-i - соответственно передаточное число и КПД между k-м (рабочего органа) и i-м валами; Тр.о - номинальный момент рабочего органа.
Вращающий момент на приводном валу:
Твых = (Ft*Db)/2000
Твых = (2000*400)2000 = 400 Нм
Т3 = Твых/(uц.п.*ŋоп3*ŋц) = 400 Нм / (2,5*0,993*0,93) = 177 Нм
Т2 = Твых/(uо*ŋоп3*ŋц*ŋм) = 400 Нм / (10*0,993*0,93*0,98) = 45 Нм
Т1 = Твых/(uо*ŋо) = 400 Нм / (10*0,88) = 45,45 Нм
2 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора
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 aW из условия сопротивления контактной усталости.
2.1 Выбор материала и термической обработки
В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом крупноосерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
Ступень редуктора – цилиндрическая прямозубая. Выпуск крупносерийный, жесткие требования к габаритам и массе отсутствуют.
1) Назначаем термообработку зубьев по таблице П4 в приложение:
– шестерен z1 – улучшение (У 1);
– колес z2 – улучшение (У2).
Механические свойства стали 40Х после термообработки с предположением, что D 125 мм и S 80 мм, даны в таблице П4 в приложение.
2) Назначаем термообработку зубьев по таблице П4 в приложение:
– шестерен z1 – поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ 1);
– колес z2 – улучшение (У2).
Механические свойства стали 40Х после термообработки с предположением, что D 125 мм и S 80 мм, даны в таблице П4 в приложение.
2.2 Допускаемые напряжения
Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]H2, [σ]F2 и шестерни [σ]H1, [σ]F1.
Твердость HRC переводят в твердость НВ по таблице 2
Таблица 2
HRC |
47 |
48 |
51 |
53 |
55 |
60 |
62 |
65 |
HB |
440 |
460 |
495 |
522 |
540 |
600 |
620 |
670 |
Предварительно определяют среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев:
НВср = 0,5(НВmin+НВmax)
HBср = 0,5(235+262) = 248,5 – колесо
HBср = 0,5(269+302) = 285,5 – шестерня
HBср = 0,5(269+302) = 285,5 – колесо
HBср = 0,5(400+480) = 440 – шестерня
Базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность:
NHG = 30HB2,4ср‹12*107
NHG = 30*248,52,4 = 16823044,7‹12*107-колесо
NHG = 30*285,52,4 = 23473396‹12*107- шестерня
2) NHG = 30*285,52,4 = 23473396‹12*107-колесо
NHG = 30*4402,4 = 66283843‹12*107- шестерня
Базовые числа циклов нагружений при расчете на изгиб NFG = 4*104
Действительные числа циклов перемены напряжений для колеса:
N2 = 60*n2*L2
Действительные числа циклов перемены напряжений для шестерни:
N1 = N2*u,
где n2 – частота вращения колеса, мин-1; Lh – время работы передачи, ч; u – передаточное число ступени.
1) N2 = 60*179 об/мин*28908 ч = 310471920-колесо
N1 = 310471920*4 = 1241887680 - шестерня
2) N2 = 60*179 об/мин*28908 ч = 310471920-колесо
N1 = 310471920*4 = 1241887680- шестерня
Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:
ZN = (NNG/N), при условие 1‹ZN‹ZNmax
1) ZN = (16823044,7/310471920)1/6 = 0,62 - колесо
ZN = (23473396/1241887680)1/6 = 0,52 - шестерня
2) ZN = (23473396/310471920)1/6 = 0,65 - колесо
ZN = (66283843/1241887680)1/6 = 0,614 – шестерня
Для длительно работающих быстроходных передач N›NHG и, следовательно, ZN = 1.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб:
YN = (NFG/N), при условие 1‹YN‹YNmax,
где YNmax = 4 и q = 6 – для улучшенных зубчатых колес; YNmax = 2.5 и q = 9 – для закаленных и поверхностно-упрочненных зубьев.
1) YN = (4000000/310471920)1/6 = 0,48 - колесо
YN = (4000000/1241887680)1/6 = 0,38 - шестерня
2) YN = (4000000/310471920)1/6 = 0,48 - колесо
YN = (4000000/1241887680)1/6 = 0,53 - шестерня
Для длительно работающих быстроходных передач N>NFG и, следовательно, YN = 1.
Значения σHlim и σFlim, соответствующее базовым числам NHG и NFG, принимают по таблице 3.
Таблица 3
Способ термической или химико-термической обработки |
Марки стали |
σHlim, Н/мм2 |
σFlim, Н/мм2 |
Улучшение |
45, 40Х, 40ХН, 35ХМ |
1,8НВср+67 |
1.03HBcp |
Поверхностная закалка |
40Х, 40ХН, 35ХМ |
14НRСср+170 |
310 |
Цементация и закалка |
20Х, 20ХН2М, 18ХГТ, 12ХН3А, 25ХГМ |
19HRCcp |
480 |
|
|
|
|
1) σHlim = 1,8НВср+67 = 1.8*248.5+67 = 514 Н/мм2 - колесо
σHlim = 1,8НВср+67 = 1.8*285.5+67 = 581 Н/мм2 - шестерня
2) σHlim = 1,8НВср+67 = 1.8*285.5+67 = 581 Н/мм2 - колесо
σHlim = 1,8НВср+67 = 1.8*440+67 = 859 Н/мм2 - шестерня
1) σFlim = 1.03HBcp = 1.03*248.5 = 256 Н/мм2 - колесо
σFlim = 1.03HBcp = 1.03*285.5 = 294 Н/мм2 - шестерня
2) σFlim = 1.03HBcp = 1.03*285.5 = 294 Н/мм2 - колесо
σFlim = 1.03HBcp = 1.03*440 = 453 Н/мм2 - шестерня
Допускаемые контактные напряжения [σ]Н и напряжения изгиба [σ]F определяют по формулам:
[σ]Н = σHlim*ZN; [σ]F = σFlim*YN
1) [σ]Н = 514 МПа - колесо
[σ]Н = 581 МПа - шестерня
2) [σ]Н = 581 МПа - колесо
[σ]Н = 859 МПа - шестерня
1) [σ]F = 256 МПа - колесо
[σ]F = 294 МПа - шестерня
2) [σ]F = 294 МПа - колесо
[σ]F = 453 МПа – шестерня
При вариантах термообработки I, III, IV, а также для прямозубых цилиндрических и конических колес в расчетную формулу вместо [σ]Н подставляют меньшее из [σ]Н1 и [σ]Н2.