3. Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность объекта
3.1. Расчет кинематических и силовых параметров
Определяем общий КПД привода [2, с.7, табл.1.1]:
где
- КПД муфты (
;
-
КПД цилиндрической передачи (
);
-
КПД подшипников качения (
).
Таким образом, общий КПД привода будет равен:
Определяем потребляемую мощность электродвигателя [2, с.5]:
где
– мощность на выходном валу.
Из
условий
выбираем
двигатель 4А132S4У3 с мощностью
синхронной частотой вращения
и номинальной частотой вращения
[2, с.459, табл. 24.9].
Действительное общее передаточное число привода:
Распределяем общее передаточное число привода между передачами:
Передаточное число тихоходной ступени:
Передаточное число быстроходной ступени:
Частоты вращения валов привода:
Мощности на валах привода:
Крутящие моменты на валах привода:
Полученные силовые и кинематические параметры валов привода сводим в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Кинематические параметры привода
Параметр |
Частота
вращения,
|
Мощность, кВт |
Крутящий
момент,
|
Вал двигателя |
1455 |
6,45 |
42,4 |
Быстроходный |
1455 |
6,26 |
41,1 |
Промежуточный |
346,4 |
6,01 |
165,8 |
Тихоходный |
110 |
5,77 |
501,4 |
Приводной |
110 |
5,6 |
486,5 |
3.2. Расчет второй зубчатой передачи (тихоходная ступень)
Расчет начинаем с тихоходной ступени редуктора, так как она нагружена бóльшим вращающим моментом.
Выбор материалов зубчатых колес
Примем для колеса и для шестерни сталь 40Х, вариант термообработки III [2, табл. 2.1, с.12]:
-
шестерня - термообработка - улучшение
и закалка ТВЧ, твердость поверхности
зуба 48…53 НRC
предел прочности
-
колесо - термообработка - улучшение и
закалка ТВЧ, твердость поверхности зуба
45…50 НRC
предел прочности
Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса:
Определение допускаемых напряжений
Допускаемые контактные напряжения [2, с.13]:
где
-
предел контактной выносливости [2,
табл. 2.2, с.13]:
-
коэффициент запаса прочности, для
улучшенных и объемно-закаленных колес
[2,
с.13];
-
коэффициент долговечности, учитывает
влияние ресурса [2,
с.13]:
Так
как
:
где
-
базовое число
циклов напряжений, соответствующее
перелому кривой усталости [2,
с.13]:
-
ресурс передачи [2,
с. 13]:
где
- число вхождений в зацепление зуба
колеса за один его оборот;
-
частота вращения рассматриваемого
колеса;
-
суммарное время работы передачи:
Так
как
,
то:
-
коэффициент,
учитывающий влияние шероховатости
сопряженных поверхностей,
[2,
с.14];
-
коэффициент,
учитывающий влияние окружной скорости,
[2,
с.14].
Для
цилиндрических передач с прямыми зубьями
допускаемое напряжение равно меньшему
из допускаемых напряжений шестерни
и колеса
:
Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость определяются по формуле [2, с.15]:
где
- предел выносливости зубьев при изгибе
[2,
табл. 2.3, с.15]:
-
коэффициент запаса прочности,
[2,
с. 15];
-
коэффициент долговечности
[2, с.15]:
- для закаленных и поверхностно-упрочненных колес:
Так
как
и
, то
[2,
с.15].
-
коэффициент, учитывающий влияние
шероховатости переходной поверхности,
[2, с.15];
-
коэффициент, учитывающий влияние
двустороннего приложения нагрузки
(реверса) [2, с.15]:
-
при одностороннем приложении нагрузки
