|
|
|
|
|
|
НТУ1. 300100. |
||||||
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
Изм. |
Лист |
№ докум. |
Подп. |
Дата |
|||||||
|
Разраб. |
|
|
|
Пояснительная записка |
Литера |
Лист |
Листов |
||||
|
Проверил |
Загорский |
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
УГНТУ |
|||||||
|
Н.конт. |
|
|
|
||||||||
|
Утв. |
|
|
|
||||||||
Задание
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:
МП.С=26 Нм.
Для данной схемы рассчитать:
1. габаритные размеры редуктора;
2. кинематический и силовой расчет редуктора;
3. подобрать допускаемых напряжений;
4. рассчитать диаметры валов;
5. подобрать материалы валов;
6. подобрать подшипники качения;
7. подобрать крышки подшипников.
8. начертить сборочный и рабочие чертежи.
Вертикальное расположение.
- Кинематический и силовой расчет привода
Выбор электродвигателя. Привод - устройство для приведения в действие двигателем различных машин. При передаче мощности от двигателя к потребителю имеют место потери в элементах привода: в ременной и цепной передачах, в зубчатых сцеплениях, в подшипниках на валах. Все эти потери должны быть учтены при выборе электродвигателя , чтобы была обеспечена необходимая для потребителя мощность.
1.1 К. п. д. Привода
,
где -к. п. д. редуктора; -к. п. д. открытой передачи;
,
где - к. п. д. зубчатого зацепления; m - число зацеплений в редукторе;
- к. п. д. одного вала; n - количество валов в редукторе.
В данном случае =0,99 , =0,96 имеется две пары подшипников и два зацепления, тогда
1.2 Расчетная мощность двигателя
. ,
где Нм –крутящий момент на выходном валу привода;
об/мин -частота вращения выходного вала привода.
,
где -скорость вращения вала.
Тогда кВт и
кВт.
; Нм.
1.3 Передаточное отношение привода
.
Необходимо подобрать так, чтобы передаточное отношение привода
лежало в пределах 2,5…4. Выбирается асинхронный двигатель 4А80В4 кВт. Синхронная частота вращения об/мин. Асинхронная частота вращения об/мин.
Тогда .
Номер вала
n об/мин
U
N кВт
Т Нм
1
1415
-
1,245
0,94
8,4
2
429,75
3,29
1,17
0,94
26
Таблица 1
2. Материалы и термическая обработка
зубчатых колес
Выбор материала зубчатых колес зависит от требований, предъявляемых к размерам и массе передач, а также от мощности , окружной скорости и требуемой точности изготовления колес.
Основным материалом для изготовления зубчатых колес большинства машин являются стали. В зависимости от твердости стальные зубчатые колеса делятся на две группы.
Первая группа – колеса с твердостью <НВ 350. Применяются в мало- и средненагруженных передачах. Материалами для колес этой группы служат углеродистые стали 45, 65, 50Г, 65Г, легированные стали 40Х, 40ХН, 40ХГР и др. Термообработка-улучшение производится до нарезания зубьев. Колеса с твердостью <НВ 350 хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Для равномерного износа зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни должна быть на 20…25НВ больше твердости колеса. Колеса с твердостью <НВ 350 широко используются в мало- и средненагруженных передачах, в условиях индивидуального и мелкосерийного производства.
Вторая группа – колеса с твердостью > НВ350 (при твердости Ю НВ350 твердость материала измеряется по шкале Роквелла: 10 НВ=1 HRC). Применяются в тяжело нагруженных передачах. Высокая твердость рабочих поверхностей зубьев достигается объемной и поверхностной закалкой, цементацией. Эти виды термообработки позволяют в несколько раз повысить нагрузочную способность передачи по сравнению с улучшенными сталями.
В качестве материала выбираем сталь Ст.45 (улучшение).
Из справочных данных находим твёрдость по Бри Нелю:
3. Выбор допускаемых напряжений при расчете цилиндрических и конических зубчатых передач
Экспериментом установлено, что контактная прочность рабочих поверхностей зубьев определяется в основном твёрдостью этих поверхностей. Допускаемые контактные напряжения для расчётов на выносливость при длительной работе , где - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений По экспериментальным значениям, приведённых в таблице, находим =2HB+70 МПа.
МПа.
- коэффициент безопасности; в связи с постепенным процессом повреждения поверхности и пониженной опасности аварии машин коэффициент назначают небольшим: =1,1 при неоднородной структуре материала.
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи: .
Для нормализованных колёс =2,6. Базовое число циклов определяется твёрдостью рабочих поверхностей зубьев. Из справочных данных находим для твёрдости поверхностей зубьев до 200HB циклов.
- эквивалентное число циклов перемены напряжения. При постоянной нагрузке определяется по формуле
,
где n – частота вращения того из колёс, по материалу которого определяют допускаемое напряжение, об/мин. -долговечность передачи.
млн. циклов.
млн. циклов.
При ;
Расчёт ведут по меньшему значению из полученных для шестерни и колеса. Ввиду незначительного влияния на величину допускаемого напряжения в расчёте не учтены размеры, шероховатость поверхности и окружная скорость колёс.
3.1 Допускаемые напряжения изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для расчёта на выносливость при длительной работе , где - базовый предел выносливости зубьев по излому от напряжений изгиба, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений . Базовое число циклов перемены напряжений изгиба =.
По таблице находим экспериментальное значение =HB+260;
- коэффициент безопасности. Рекомендуется принимать для литых заготовок SF=1,7.
YN- коэффициент долговечности. При твёрдости рабочих поверхностей HB350
Эквивалентное число циклов при постоянной нагрузке NFE=60Lh.
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.