- •Кафедра прикладной механики
- •Оглавление
- •Назначение и краткое описание привода
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет
- •2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода
- •2.5 Мощность на валах привода:
- •3.Расчет клиноременной передачи
- •4. Проектирование редуктора
- •4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
- •4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
- •4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
- •4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
- •4.1.4 Определение предельно допускаемых напряжений
- •4.1.5 Межосевое расстояние определяется по формуле:
- •4.1.6 Выбор модуля зацепления
- •4.1.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса
- •4.1.8 Передаточное число уточняется по формуле:
- •4.1.9 Проверка межосевого расстояния
- •4.1.10 Проверка ширины зубчатого венца
- •4.1.11 Проверка правильности принятых ранее значений размеров заготовок
- •4.1.18 Проверка зубьев на изгиб при кратковременных нагрузках
- •4.2. Ориентировочный расчет валов
- •4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес.
- •4.4. Выбор типа и схемы установки подшипников качения
- •4.5. Выбор смазки подшипников и зацепления
- •4.6 Определение основных размеров корпуса редуктора
- •Толщина фланцев пояса и крышки:
- •4.7. Первый этап компоновки редуктора
- •4.8. Проверка долговечности подшипников
- •4.8.1 Ведущий вал.
- •4.8.2.Ведомый вал.
- •Проверка прочности шпоночных соединений
- •4.10 Уточненный расчет валов
- •4.10.1 Ведущий вал:
- •Сечение б-б.
- •4.10.2 Ведомый вал:
- •4.11 Выбор уплотнений валов.
- •4.12. Выбор крышек подшипников
- •4.13 Сборка редуктора
- •5 Выбор муфты
- •6 Правила безопасной эксплуатации привода
- •Библиографический список
4. Проектирование редуктора
4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора
4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.
При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 20…30 единиц НВ больше твердости колеса при прямых зубьях
Таблица 4 Механические характеристики сталей для зубчатых колес
Марка стали |
Вид термической обработки |
σв, МПа |
σт, МПа |
σ-1, МПа |
Твердость поверхности, НВ |
45 |
Улучшение |
780 |
540 |
350 |
260 |
45 |
Нормализация |
600 |
320 |
270 |
230 |
4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса
Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н регламентировано ГОСТ 21354-75:
, [2,с.8]
где σно – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;
Для шестерни: σно1 =2(НВ)+70=2.260+70=590 МПа;
Для колеса: σно2 =2(НВ)+70=2.230+70=530 МПа;
SH– коэффициент безопасности; SH=1,1 [1,табл. 2].
КНL – коэффициент долговечности;
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
, [2,с.8];
где Nно – базовое число циклов нагружения, Nно=(НВ)3;
Nно1=(НВ1)3=3003=27.106 циклов нагружения;
Nно2=(НВ2)3= 17,57.106 циклов нагружения;
NНЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.
При постоянной нагрузке ,
где n – частота вращения шестерни (колеса), мин-1;
tΣ – срок службы передачи под нагрузкой, ч;
с – число зацеплений, с=1;
Срок службы определяется по формуле:
tΣ= Lг·365·24·Ксут· Кгод, ч,
где Lг·- срок службы, лет; Lг·=8; Ксут=0,3, Кгод=0,7; тогда
tΣ= 8.365.24.0,3.0,7 =14716 часов.
n1 – частота вращения шестерни, мин-1, n1 =460,6 мин-1,
Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни:
циклов нагружения;
Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :
NHE2=60·n2·tΣ=60.115,1.1.14716=101,5.106 циклов нагружения;
где n2- частота вращения колеса, мин-1, n2=115,1 мин-1.
Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле :
,
Значение КHL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КHL>2,3 для «мягких» колес (<350НВ). Принимаем КHL1=1; КHL2=1.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]н1= МПа; [σ]н2= МПа.
4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб
Допускаемые напряжения изгиба [σ]F определяются по формуле:
[σ]F=σFО·КFL/SF, [2,с.9]
где σFО- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;
σFО1=1,35(НВ)+100=1,35.260+100=451 МПа; [2, табл.3]
σFО2=1,35(НВ)+100=1,35.230+100=410,5 МПа;
SF- коэффициент безопасности; SF=1,65, [2, табл.3].
КFL- коэффициент долговечности;
Коэффициент долговечности определяется по формуле:
,
где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=6 при твердости <350НВ;
NFE1 = NНE1=405.106 циклов нагружения;
NFE2 = NНE2=101.106 циклов нагружения;
Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса по формуле:
,
Значение КFL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< КFL <2,08 при твердости (<350НВ). Принимаем КFL1=1; КFL2=1.
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:
[σ]F1= МПа; [σ]F2= МПа.