едавальне число тихохідної передачі
Передаточне число відкритої циліндричної передачі
Уточнюємо передавальні числа швидкохідної і тихохідної ступенів редуктора
Так як nдв=1440 хв - 1, то
Потужності на валах
РII=Рдв hм hп=7,5 · 0,98 · 0,99=7,27 (кВт)
РIII=РII hціл hп=7,27 · 0,96 · 0,99=6,91 (кВт)
РIV=РIII hцілhп=6,91 · 0,96 · 0,95=6,3 (кВт)
Частоти обертання валів
nI=nдв=1440 хв - 1
nII=nI/Uб=1440/5=288 хв - 1
nIII=nII/Uт=288/4,0=72 хв - 1
nIV=nIII/uот=72/1,5=48 хв - 1
Визначаємо кутову швидкість кожного вала за формулою
Крутні моменти на валах знаходимо за формулою
(Нм) (Нм)
(Нм) (Нм)
Визначаємо діаметри валів
З каталогу електродвигунів діаметр d B1=38 мм, d B2=d B1=38 мм
Діаметри решти валів знаходимо за формулою
де: [t] K - знижений допустиме напруження при крученні, приймаємо [t] K=15 ... 25 МПа, тоді
мм, приймаємо 50 мм
мм, приймаємо 65 мм
Результати розрахунків зводимо у таблицю 2
Таблиця 2
Результати енерго-кінематичного розрахунку приводу
ВалиПараметриn, хв - 1 w, рад/СUP, кВт h T, Нмd, мм I1440150,72 57,549,8238II28830,1447,270,97241,9138III727,534 1,56,910,922917,6650IV485, 0246,3088521253,9865
2. РОЗРАХУНОК швидкохідних ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ
. 1 Вибір матеріалів
Для циліндрових зубчастих коліс доцільно приймати такі поєднання матеріалів і термічної обробки, для яких твердість зубів шестерні була б значно вищою твердості колеса
Вибираємо для шестерні - сталь 40Х, гарт, твердість серцевини 269 ... 302 НВ, твердість зубів 48 ... 53 HRC е.
Середнє значення твердості Н 1 пов=0,5 (48 + 53)=50,5 HRC е або 490 НВ. Межа текучості s т1=750 МП. Для колеса - сталь 50, поліпшення, твердість зубів 269 ... 302 НВ. Середнє значення твердості Н 2 пов=0,5 (269 + 302)=285,5, s т=530 МПа.
Таблиця 3
№Термообработка або хіміко-термічне упрочненіеТвердость, Н/1.Нормалізація, улучшеніеHВ? 3502НВ + 702Об'емная закалкаНRС=38 ... 50I8HRC + 1503Поверхностная закалкаHRС=40 ... 56I7HRC + 2004ЦементаціяНВС=54 ... 6423HRC5АзотірованіеККС=55 ... 7520HRC
При такому виборі матеріалів і термообробки буде забезпечена приробітку зубів.
Допустимі контактні напруги при розрахунку на опір втоми
,
де sHR - базовий межа контактної витривалості поверхонь зубів при базі випробувань, МПа;
Для шестерні sHR1=18 HRCе +150=18? 50,5 + 150=1059 МПа
Для колеса sHR2=sHR1=2НВ2 + 70=2? 285,5 + 70=601 МПа
Коефіцієнт, що враховує шорсткість сполучених поверхонь, вибираємо з табл. 1.2 ZR=1
Коефіцієнт, що враховує вплив швидкості, вибираємо з табл. 1.3 Zv=1
Знаходимо базу випробувань, залежну від твердості
Для шестерні
NHG1=30HB2,4=30? 490 2,4=8,58? 107
Для колеса
NHG2=30HB2,4=30? 285,52,4=2,35? 107
Оцінюємо сумарний ресурс
Lh=365Кгод24Ксут=4? 365? 0,66? 24? 0,5=11563,2 ч
Визначаємо сумарне число циклів навантаження при числі зачеплень кожного зуба за один оборот, с=1.
Для шестерні
NH1=NS1=60cn1Lh=60? 960? 11563,2=6,66? 108
Для колеса
NH2=NS2=NS1/u=6,66? 108/5,02=1,32? 108
Для заданого режиму навантаження коефіцієнт еквівалентності по контактним напруженням КНБ оцінюється за формулою при m=6 за циклограмою навантаження
Тоді еквівалентне число циклів навантаження зубів шестерні
NHE1=NSKHE=6,66? 108? 0,54=3,59? 108
колеса
NHE2=NHE1/u=3,59? 108/5,02=7,1? 107
Так як NHE1 gt; NHG1 і NHE2 gt; NHG2, то коефіцієнти довговічності ZN1,2=1
SH - коефіцієнт безпеки, рекомендується SH=1,1 при нормалізації, поліпшенні або об'ємної гарту; SH=1,2 при поверхневому загартуванню, цементації, азотуванні;
Для шестерні МПа
Для колеса МПа
Допустимі контактні напруги, використовувані в розрахунку, знаходимо за формулою
[Sн] р=0,45 ([Sн] 1 + [Sн] 2)=0,45 (962,73 + 583)=695,58 lt; 1,25 [Sн] 2=1,25 ? 583=729
Допустимі контактні напруги для перевірки статичної міцності зубів
Для шестерні sFR1=500 МПа
Для колеса 1,8НВ=1,8? 285,5=514 МПа
Допустимі напруги згибу .
При розрахунку зубів на вигин допускаемое згинальної напруга може бути визначено таблиці 4:
