Частота вращения валов привода

Результаты кинематического и силового расчёта сводим в таблицу:

Таблица 1.1

Передача	Передаточное отношение, i	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	4.44			149.75	1.07	7.38
2-3	322.1	33.73	1.03	30.53
3 - 4	3.6
5 - 6	2.08	4-5	89.48	9.37	0.989	105.55
	42.97	4.5	0.9

2. Расчёт зубчатых передач.

2.1 Схема передач, исходные данные, цель расчёта

 

Рисунок 2.1 Схема передачи

 

Исходные данные: Т₁ = 7,38 Н/м; Т₂₃ = 30,53 Н/м; Т₄₅ = 105,55 Н/м;

n₁ = 1430об/мин; n₂₃ = 322,1об/мин; n₄₅ = 89,48об/мин

i₁₂ = 4,44; i₃₄ = 3,6.

Цель расчёта:

1) Выбор материала зубчатых колёс

2) Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3) Назначение степени точности зубчатых колёс

2.2 Критерии работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- усталостной поломки зуба

- возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

s_Н < [s_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

s_F < [s_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Так как к приводу не предъявляется особых требования по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть немного выше твёрдости рабочих поверхностей колеса.

Таблица 2.1

Звено	Марка	ТО	Твёрдость	sв,Мпа	sт,Мпа
Пов-ть	Сердцевина
Шестерня 1,3	Сталь40Х	Улучшение	269..302	269..302	497,45
Колесо 2,4	Сталь 45	Улучшение	235..262	235..262	441,82

 

2.4 Расчёт допускаемых напряжений

2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Передача 1 – 2.

[s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H,

где S_H - коэффициент безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной структурой);

s_{H lim} - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL,

где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

,

где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

- эквивалентное число циклов перемены напряжений;

n - частота вращения рассчитываемого колеса;

с – число вхождения в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот;

t_S - суммарное время работы передачи

 

, тогда

Принимаем

s_{H lim B} = 2×Н_НВ +70

s_{H lim B1} = 2×285,5 + 70 = 641 МПа

s_{H lim B 2} = 2×248,5 + 70 = 567 МПа

[s]_H1 = МПа [s]_H2 = МПа

 

 

Для косозубых цилиндрических передач расчетные допускаемые напряжения можно увеличить до:

, при условии что

, условие выполняется.

Передача 3 – 4.

s_{H lim B 3}= 2×285,5 + 70 = 641 МПа

s_{H lim B 4}= 2×248,5 + 70 = 567 МПа

Принимаем

[s]_H3 = МПа

[s]_H4 = МПа

Следовательно [s]_H34 = 495,13Мпа.

2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб.

где, s_{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

S_F – коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2);

s_{F lim} = s°_{F lim} × K_FL

где s°_{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений.

K_FL – коэффициент долговечности;

, если , то K_FL = 1,

Для передач 1-2, 3-4:

Во всех случаях принимаем K_FL = 1.

s_{F lim B} = 1.8 Н_НВ

S_F=1,75

.

2.4.3 Расчёт допускаемых предельных напряжений

При расчете на контактную прочность допускаемое предельное напряжение зависит от способа химико-термической обработки зубчатого колеса.

Для зубьев зубчатых колёс, подвергнутых улучшению

,

где s_Т - предел текучести материала при растяжении.

МПа

,

где s _{F lim M} – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого излома зуба;

S_FM – коэффициент безопасности.

При улучшении:

s _{F lim M} = 4.8 НВ

S_FM = 1.75

МПа МПа

 

2.5 Проектный расчёт передачи.