1.3 Разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода по его ступеням
1.3.1 Округляем расчетное значение Uop для выбранного типоразмера электродвигателя до ближайшего стандартного Uoс.
Для
рассматриваемой кинематической схемы
(рис. 1.1) стандартное передаточное
отношение передаточного механизма
.
1.3.2 Назначаем стандартное значение передаточного отношения редуктора Upc= Uoс=47.
1.3.3 Стандартное передаточное отношение редуктора
, (1.6)
где Uч - передаточное отношение червячной передачи; Uц - передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи.
1.3.4 Выполняем разбивку передаточного отношения редуктора Uрс по его ступеням. Учитывая рекомендации и ряд предпочтительных стандартных отношений, выбираем передаточное отношение червячной передачи Uч=18,8.
Передаточное отношение цилиндрической ступени редуктора находим из выражения (6):
. (1.7)
Таким образом, разбивка общего передаточного отношения передаточного механизма привода Uос завершена.
1.4 Номинальные частоты вращения валов привода
Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяем с учетом выполненной разбивки общего передаточного отношения Uос по ступеням передаточного механизма привода.
Частота вращения вала 1 (ведущего, входного вала редуктора)
мин-1. (1.8)
Частота вращения вала 2 (промежуточного вала редуктора)
мин-1. (1.9)
Частота вращения вала 3 (ведомого, выходного вала редуктора)
мин-1. (1.10)
Определяем
отклонение фактической частоты
вращения выходного вала привода
от заданной частоты.
. (1.11)
Полученное отклонение фактической частоты вращения выходного вала привода находится в пределах допускаемой величины ±4%.
1.5 Номинальные вращающие моменты на валах привода
Номинальные вращающие моменты, действующие на валах привода, определяем с учетом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов полезного действия.
Номинальный
вращающий момент (
)
на первом валу привода с учетом потерь
в упругой муфте
. (1.12)
Номинальный вращающий момент на втором валу
. (1.13)
Номинальный вращающий момент на выходном валу
. (1.14)
1.6 Техническая характеристика привода
Номинальный вращающий момент на выходном валу, Н мм 551600;
Номинальная частота вращения выходного вала, мин-1 30;
Общее передаточное отношение 47;
Общий коэффициент полезного действия 0,745.
2 ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ВТОРОЙ (ТИХОХОДНОЙ) ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
2.1 Исходные данные
2.1.1 Схема передачи (рис. 1.1), задана техническим заданием.
2.1.2 Номинальные частоты вращения ведущей n2 шестерни и ведомого n3 колеса.
n2=75,8 мин-1;
n3=30,32 мин-1.
2.1.3 Циклограмма нагружения (рис. 1.2) передачи, задана техническим заданием.
2.1.4 Срок службы передачи L=5 лет, согласно техническому заданию.
2.1.5 Режим работы (повторность включения) ПВ=1,0.
2.1.6 Термическая обработка: улучшение.
2.2 Расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение
Расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение приведен в таблице 2.
Таблица 2 – расчет допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение
Наименование, указание |
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
|
шестерня |
колесо |
|
1 Марка стали |
40ХН ГОСТ 4543 – 71 |
45 ГОСТ 1050 – 88 |
2 Термическая или химико-термическая обработка зубьев |
Улучшение |
Улучшение |
3 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм |
100 |
100 |
4 Способ получения заготовки |
Прокат круглый |
Поковка |
Продолжение таблицы 2
Наименование, указание |
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
|
шестерня |
колесо |
|
5 Механические характеристики материалов: твердость сердцевины, твердость поверхности зуба, предел текучести σт, МПа |
230 ... 300 НВ 230 ... 300 НВ 600 |
192 ... 240 НВ 192 ... 240 НВ 450 |
6 Наиболее вероятная (средняя) твердость сердцевины |
HB1c = (230+300)/2 = 265 |
HB2c = (192+240)/2 = 216 |
7 Наиболее вероятная (средняя) твердость поверхности |
HB1п = HB1с = 265 |
HB2п = HB2с = 216 |
8 Предел контактной выносливости материала, Мпа |
|
|
9 Базовое число циклов нагружения при расчете по контактным напряжениям |
|
|
10 Суммарное машинное время работы (ресурс) передачи, часов |
|
|
11 Фактическое число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса за заданный ресурс передачи |
где СВ1, СВ2 – число вхождений зубьев в зацепление. |
|
12 Коэффициент эквивалентности при расчете по контактным напряжениям |
|
|
,
,
Продолжение таблицы 2
|
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
||
шестерня |
колесо |
||
13 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям |
|
|
|
14 Коэффициент долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по контактным напряжениям |
Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE2 и NHE3 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2 , что указывает на работу материалов в зоне длительного предела выносливости, поэтому
|
||
15 Коэффициенты запаса прочности при расчете по контактным напряжениям |
При вероятности неразрушения P(t) = 0,98 имеем: SH2 = 1,1 SH3 = 1,1 |
||
16 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев, МПа |
|
|
|
17 Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа |
|
||
Наименование,
указание
Продолжение таблицы 2
Наименование, указание |
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
|
шестерня |
колесо |
|
18 Максимальное допускаемое контактное напряжение для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа |
|
|
19 Предел изгибной выносливости материалов, МПа |
|
|
20 Коэффициент, учитывающий влияние способа получения заготовки |
YZ1 = 0,9 |
YZ2 = 1,0 |
21 Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость |
При окончательной механической обработке зубьев – шлифование рабочей и переходной поверхностей зубьев имеем: YR1 = YR2 = 1,0 |
|
22 Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки |
Поскольку передача нереверсивная, принимаем
YA = 1,0 |
|
23 Коэффициент эквивалентности при расчете по напряжениям изгиба |
|
|
24 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба |
|
|
Продолжение таблицы 2
Наименование, указание |
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
|
шестерня |
колесо |
|
25 Коэффициенты долговечности материалов шестерни и колеса при расчете по напряжениям изгиба |
Поскольку в рассматриваемом варианте NFE1 > NFG =4*106 и NFE2 > NFG, то в последующих расчетах принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е. YN1 = YN2 = YNmin = 1 |
|
26 Коэффициент запаса прочности при расчете по напряжениям изгиба |
При вероятности неразрушения P(t) = 0,98 имеем: SF1 = 1,75 SF2 = 1,75 |
|
27 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса при расчете на выносливость, МПа |
|
|
28 Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев шестерни и колеса при кратковременных перегрузках, МПа |
|
|
Продолжение таблицы 2
Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи |
||
Наименование, указание |
Обозначение, расчетная формула, вычисление, принимаемое значение |
|
Расчетное допускаемое контактное напряжение для проектного расчета передачи, МПа |
|
|
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, МПа |
|
|
Максимальные контактные напряжения для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках. МПа |
|
|
Максимальные допускаемые напряжения изгиба для проверки прочности зубьев при кратковременных перегрузках, МПа |
|
|
