- •Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.3. Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •3. Расчет открытой зубчатой передачи
- •3.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
- •3.2 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •3.3 Определение предельно допускаемых напряжений
- •3.6 Ширина зубчатого венца
- •3.7 Определение окружной скорости в зацеплении
- •3.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.4 Определение внешнего делительного диаметра колеса
- •4.1.5 Определение внешнего окружного модуля
- •4.1.6 Проверка величины расчетного контактного напряжения
- •4.1.7 Проверка на пиковые нагрузки по контактным напряжениям
- •4.1.8 Проверка зубьев на выносливость при изгибе
- •4.1.9 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4.1.10 Определение геометрических параметров зубьев и сил в зацеплении
- •4. 2. Ориентировочный расчет валов редуктора
- •4.2.2 Ведомый вал .
- •4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4. Определение основных размеров корпуса редуктора
- •4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и способа смазки
- •4.5.1 Выбор типа и размеров подшипников
- •4.5.2 Выбор схемы установки подшипников
- •4.5.3 Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6. Первый этап компоновки редуктора
2.3. Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
а) Частота вращения вала электродвигателя: nдв= 700 мин-1
угловая скорость вращения вала электродвигателя:
ДВ =nдв/30= рад/с
б) Частота вращения ведомого вала редуктора:
n2= nдв/ iз.п.= 700/3,15=222,2 мин-1
угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:
2 =n2/30= рад/с
в) частота вращения ведомого вала привода:
n3=n2/iзп= 222,2/4,56= 48,73 мин-1
угловая скорость вращения ведомого вала привода:
3=2/iзп= 23,2/4,56=5,1 рад/с
2.4. Определение вращающих моментов на валах привода.
а) Вращающий момент на валу электродвигателя:
ТДВ= T1=РТР ДВ/ДВ= Нм
б) Вращающий момент на ведущем валу редуктора :
T2=TДВ. η.м . п =33,73.0,985.0,99=32,9Нм;
б) Вращающий момент на ведомом валу редуктора :
T2=TДВ . iзп. . зп =32,9. 3,15.0,97.0,99=99,5Нм;
в) Вращающий момент на выходном валу привода :
Т3= Т1.iцп.цп =99,5. 4,56.0,95 = 431 H.м.
2.5. Определение мощности на валах привода:
Мощность на валу электродвигателя: Р1=Ртр= 2,78 кВт
Мощность на ведомом валу редуктора:
Р2=Р1 ηм ηзп. ηп. =2,78.0,985.0,97.0,99=2,62 кВт
Мощность на ведомом валу привода:
Р3=Р1 ηцп. ηп. =2,62.0,95. 0,99=2,47кВт.
В качестве аналога может быть использован редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100=3,15 с крутящим моментом на выходном валу
Твых= 2000Нм (рис.3) [4, Т.3, с.485] и передаточным числом iз.п.= 3,15.
Рис.3 Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100=3,15
Таблица 2 Основные размеры редуктора, мм
Типоразмер редуктора |
Аw |
В |
В1 |
L |
L1 |
L2 |
L3 |
L4 |
L5 |
L6 |
H |
H0 |
1ЦУ-100-3,15 |
100 |
132 |
95 |
315 |
85 |
224 |
80 |
60 |
135 |
155 |
224 |
112 |
3. Расчет открытой зубчатой передачи
Открытая зубчатая передача рассчитывается по изгибной прочности зубьев
3.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
В соответствии с заданием выбираем для шестерни и колеса сталь 40ХН, термообработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, при этом твердость шестерни и твердость колеса одинакова и равна 48 единиц НRC ( НВ =480) (таблица 3)
Таблица 3 Механические характеристики сталей для зубчатых колес
Марка стали |
Вид термической обработки |
σв, МПа |
σт, МПа |
σ-1, МПа |
Твердость поверхности, НRC |
40ХН |
Улучшение и закалка ТВЧ |
920 |
750 |
410 |
Шестерня 48 |
40ХН |
Улучшение и закалка ТВЧ |
920 |
720 |
410 |
Колесо 48 |
3.2 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F определяются по формуле:
[σ]F=σFlimb·КFL· /SF,
где σFlimb- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;
σFlimb1= σFlimb2=600 МПа;
КFL- коэффициент долговечности; SF- коэффициент безопасности; SF=1,7 [3, табл.3];
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
,
где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=9 при твердости >350НВ; NFE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи при постоянной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле:
,
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;
Срок службы в часах определяется по формуле:
tΣ= Lг·365 Кгод ·24·Ксут·, час,
где Lг·- срок службы, лет; Lг·=7лет; Ксут=0,6 , Кгод=0,3; тогда
tΣ= 7·365·0,6.0,3.24=11038 часа.
n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 =222,2 мин-1;
с – число зацеплений за 1 оборот; с=1,0;
NFE1=60. 222,2. 11038.1=147,1.106 циклов нагружения.
Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :
NFE2= NFE1/ iоз.п. = 147,1·106/ 4,56=32,3.106 циклов, тогда.
КFL1= (4·106/147,1·106)1/9=0,67;
КFL2=(4·106/32,3.106)1/9=0,79.
Значение КFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КFL>1,63 при твердости >350НВ. Принимаем КFL1=1; КFL2=1.
[σ]F1=[σ]F2=600·1·/1,7 =353МПа.