Материал: Смазка зацепления и подшипников редуктора
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Lh=365·Lг·tc·Lc=365·6·2·8=35040 ч.
Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.
Тогда
L΄h= Lh·0,85=35040·0,85=29784 ч.
Рабочий ресурс привода принимаем Lh=30·103 ч.
2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА
Выбор материала и назначение термической обработки
Выбираем марку стали – 40Х для шестерни и колеса, термообработка с улучшением.
Для шестерни:
НВ1=269…302 = 285,5;
Для колеса:
|
Ò1 |
750ÌÏà |
|
|
НВ2= 235…262 = 248,5;
По таблице 3.2 (2)
|
Ò2 |
640ÌÏà |
|
|
Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений
изгиба
Определяем допускаемое контактное напряжение
|
|
К |
|
1 , Н / мм |
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
н1 |
|
|
нl |
|
|
|
|
|
|
|
н01 |
1,8НВ |
|
|
67 1,8 285,5 67 580,9МПа |
|||||
|
|
|
|
1ср |
|
|
|
|||
|
|
1 |
580,9 580,9Н / мм |
2 |
||||||
н1 |
|
|||||||||
|
К |
|
|
|
|
, Н / мм |
|
|||
|
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
н 2 |
|
|
нl |
|
н02 |
|
|
|
|
|
н0 |
2 |
1,8НВ |
2ср |
67 1,8 248,5 67 514,3МПа |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
1 |
514,3 514,3Н / мм |
2 |
||||||
н 2 |
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Где −Кнl=1-коэффициент безопасности при длительной работе; −[σн0]-допускаемое контактное напряжение материала колеса,
соответствующее пределу контактной выносливости базового числа циклов
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
напряжений зубьев NH0.
Расчетное допускаемое напряжение
[σH]=0,45∙([σH1]+[σH2])=0,45(580,9+514,3)=493 МПа
Определяем допустимые напряжения изгиба для материала шестерни и колеса раздельно
Шестерня:
|
F |
К |
FL |
|
|
|
||||
|
|
1 |
|
|
|
FO 1 |
||||
|
F |
|
К |
FL |
|
|
||||
|
|
2 |
|
|
|
|
FO 2 |
|||
Где |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
F 0 |
|
1.03HB |
|||||||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
1ср |
||
|
F 0 |
|
1,03 285,5 294МПа |
|||||||
|
1 |
|
|
|
|
|
|
|
||
F 0 |
|
2=1,03∙НВ2ср=1,03∙248,5=256МПа |
||||||
|
||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
К |
|
|
|
|
|
||
F |
1 |
|
|
FL |
|
F 0 |
1=1∙294=294МПа |
|
|
|
|
|
|||||
F 0 |
|
2= |
K |
FL |
|
F 0 |
1 256 256Мпа |
|
|
|
|
|
2 |
||||
Где−К FL= 1- коэффициент безопасности при длительной эксплуатации. − [σF0]-допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов
напряжений NF0.
Определение параметров передачи и геометрических размеров
колес
Принимаем расчетные коэффициенты:
- коэффициенты ширины венца колеса относительно межосевого
расстояния (с.355 [3]) Ψа=b2 /aω=0,4;
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
- коэффициенты ширины венца колеса относительно делительного диаметра шестерни Ψd=b2 /d1=0,3 ·Ψаω(u1+1)=0,3· 0,4(4+1)=0,6 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта зубьев для прирабатывающихся цилиндрических зубчатых колес и постоянном режиме нагрузки КНβ=1.
Определяем межосевое расстояние передачи:
а |
43(и 1)3 |
|
Т2 КН |
|
|
43(5 1)3 |
|
163,3 103 1 |
|
104,9мм |
а и 2 н |
2 |
|
||||||||
|
1 |
|
|
|
0,4 52 4932 |
|
|
|||
принимаем по ГОСТ 2144-76 aω=112 мм.
Определяем предварительные размеры колеса:
делительный диаметр
|
|
|
2 а |
и |
|
2 112 5 |
186,67 мм |
||
d |
2 |
|
|
1 |
|
||||
и |
1 |
5 1 |
|||||||
|
|
|
|
||||||
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
1 |
|
|
|
|
|
|
;
ширина венца
b2= Ψаּaω=0,4112=45ּ мм.
Определяем нормальный модуль зубьев:
|
|
2 К |
|
Т 2 |
|
2 5,8 163,3 10 |
3 |
|
||||
ти |
|
т |
|
|
0,881мм |
|||||||
d |
|
b |
|
|
|
186,67 45 |
256 |
|||||
|
2 |
F |
|
|
||||||||
|
|
2 |
|
|
2 |
|
|
|
|
|
||
принимаем по ГОСТ9536-60 mn=1,5 мм.
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º
Определяем число зубьев шестерни
z1 |
|
2a cos |
|
2 112 cos10 |
24,5 |
||
mи(1 |
и) |
1,5 (5 1) |
|||||
|
|
|
|
||||
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
Принимаем z1=24
Число зубьев колес: z2=z1*u=24∙5=120
Фактический угол наклона зубьев:
β=arcos[(z1+z2)∙mn/(2aw)]=arcos[(24+120)∙1,1/(2∙112)]=15o20’
Определяем основные геометрические размеры передачи:
диаметры делительных окружностей
d1=mּn z1/cosβ= 1,5∙24/0,96428 =37,33 мм d2=m nz2//cosβ=1,5∙120/0,96428 = 186,67 мм
проверяем межосевое расстояние
à |
|
|
d1 |
d2 |
|
37,33 186,67 |
112ìì |
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
2 |
|
2 |
; |
|
|
|
|
|
диаметры окружностей вершин зубьев
dа1= d1 +2ּmn =37,33+21,5=40,33ּ мм, dа2= d2 +2ּmn =186,67+2·1,5=189,67 мм;
диаметры окружностей впадин зубьев
df1= d1 -2,4ּm = 37,33−2,4ּ1,5= 33,73 мм, df2= d2 -2,4ּm = 186,67−2,4ּ1,5=183,07 мм;
ширина венцов
СПБГУАП группа 4736 https://new.guap.ru/i03/contacts
b2= Ψаּaω=0,4∙112=44,8 мм
принимаем b2= 45 мм
b1= b2+2…5=45+2…5 = 47…50 мм.
принимаем b1= 50 мм
Силы в зацеплении передачи
Определяем окружную силу в зацеплении:
|
|
2 T |
|
2 163,3 |
|
1750H |
|
F |
|
2 |
|
|
|||
|
|
|
3 |
||||
t1 |
|
d |
|
|
186,67 10 |
. |
|
|
|
2 |
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем радиальную силу в зацеплении:
Fr1=Ft1ּtgαω /cosβ= 1750∙tg20/0,96428 =660 H
Определяем осевую силу в зацеплении:
Fа1=Ft1tgּ β=1750•0,2746=481 Н
Проверка зубьев колес по контактным напряжениям и
напряжениям изгиба
Определяем кружную скорость колес:
v |
1 d1 |
|
73,27 0,03733 |
1,37м / с |
|
2 |
2 |
|
|||
|
|
|
, |
||
Принимаем 8ю степень точности передачи (табл.4.2 [2])
Уточняем коэффициенты: