Проектировочный расчет зубчатой передачи

Определение частот вращения, мощностей и вращающих моментов на валах

Частота вращения ведущего вала шестерни определяется, как:

n₁=n_эл.дв.=727 об/мин [3,с.46, табл.2.4]

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁=Р_эл.дв.=11 кВт [3,с.46, табл.2.4]

Угловая скорость вращения ведущего вала редуктора

₁= *n₁)/30=(3,14*727)/30=76,09 с^-1 [3,с.46, табл.2.4]

Вращающий момент на ведущем валу шестерне редуктора:

Т₁=Р_эл.дв./ ₁=11000/76,09=144,56 Н*м [3,с.46, табл.2.4]

Частота вращения ведомого вала редуктора:

n₂=n₁/U_{кон.ред.}=727/4=181,75 об/мин [3,с.46, табл.2.4]

Мощность на выходном(ведомом) вулу редуктора:

Р₂=Р₁* _{кон.ред. п.к.}, где _п.к.=0,993 – КПД подшипников качения [3,с43,табл.2.2]

_{кон.ред.}=0,96

Р₂=11000*0.993*0.96=10586,08 Вт

Угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:

₂= ₁/U_{кон.ред.}=76,09/4=19,02 с^-1 [3,с.46, табл.2.4]

Вращающий момент на ведомом валу редуктора:

Т₂= Р_2./ ₂=10586,08/19,02=592,21 Н*м

Проектировочный расчет зубчатой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колёс и определение допускаемых напряжений

И таблицы [1,с.12,табл2.1] выбирем для колеса и шестерни сталь 40ХН и следующие варианты термообработки:

для колеса - улучшение, с пределом изменения твёрдости зубьев на поверхности НВ=269….302,

для шестерни- улучшение и закалка ТВЧ с пределом изменения твёрдости зубьев на поверхности HRC=48….53.

Определим допускаемые напряжения по контактным и изгибающим напряжениям отдельно для колеса [σ]_H1 , [σ]_F1,и шестерни [σ]_H2, [σ]_F2.

Допускаемы контактные напряжения будут рассчитываться по формулам:

[σ]_H=К_HL*[σ]_H0, где K_HL= [3,с.55]

где: [σ]_H -допускаемое контактное напряжение,

К_HL-коэффициент долговечности,

[σ]_H0 – допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов переменных напряжений ,

- число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

Допускаемые напряжения изгиба будут рассчитываться по формулам:

[σ]_F=К_FL*[σ]_F0,

где K_FL= [3,с.56]

где: [σ]_F -допускаемое контактное напряжение,

К_FL-коэффициент долговечности,

[σ]_F0 – допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов переменных напряжений ,

- число циклов переменных напряжений за весь срок службы.

m- показатель, учитывающий вид термообработки,

т=6, при улучшение,

т=9, при закалке.

Принимаем ⁶ циклов.

Определим число циклов переменной нагрузки:

Для колеса N₂=573* ₂*L_h [3,с.55]

где L_h- срок службы привода, по заданию принимаем L_h=2000 часов,

N₂=573*19,02*2000=22644960 ≈22,6*10⁶ циклов.

Для шестерни N₁=U_{кон.ред.}*N₂=4*22,6*10⁶=90,4*10⁶ циклов.

Определим среднею твёрдость шестерни и колеса, и исходя и средней твёрдости по таблице [3,с.55,табл.3.3] найдём числе циклов переменных напряжений

HB_ср =0,5*(269+302)=285,5 тогда для колеса =20 млн.циклов,

HRC_ср=0,5*(48+53)=50,5 тогда для шестерни млн.циклов.

Тогда коэффициенты долговечности будут равны:

для шестерни: К_HL1= , т.к. <N₁,

K_FL1= 1, т.к. <N₁,

для колеса К_HL2= , т.к. <N₂,

K_FL2= 1, т.к. <N₂.

По таблице [3,с52,табл.3.1] определяем [σ]_F0 и [σ]_H0 :

для колеса: [σ]_H02 =1,8*НВ_ср + 67=1,8*285,5 +67=580,9 МПа,

[σ]_F02 =1,03*НВ_ср=1,03*285,5=294,065 МПа,

для шестерни: [σ]_H01 =14*HRC_ср+170=14*50,5+170=877 МПа,

[σ]_F01 =370 МПа.

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учётом работы передачи:

для колеса: [σ]_H2=К_HL2*[σ]_H02=1*580,9=580,9 МПа,

[σ]_F2=К_FL2*[σ]_F02=1*294,065=294,065 МПа,

для шестерни: [σ]_H1=К_HL1*[σ]_H01=1*877=877 МПа,

[σ]_F1=К_FL1*[σ]_F01=1*370=370 МПа.

Т.к. допускаемые контактные напряжения считаются одинаковыми для шестерни и колеса, то принимаем за эти напряжения величину средних допускаемых контактных напряжений:

[σ]_H=0,45*([σ]_H1+[σ]_H2)=0,45*(877+580,9)=656,055МПа. [3,с.55]

Окончательно принимаем [σ]_H=656,055 МПа,одинаковое для колеса и шестерни, а допускаемые изгибающие напряжения:

у колеса [σ]_F2=294,065 МПа,

у шестерни [σ]_F1=370 МПа.

Дата добавления: 2015-07-26