Энергетический и кинематический расчёт привода. Расчёт передач, валов. Расчёт и подбор подшипников, страница 2

Валы		Мощности на валах Р, кВт	Частоты вращения валов, мин-1	Крутящие моменты на валах Т, Н×м	Передаточные числа передач
Быстроходный		1,08	920	11,19	___
Т И Х Х О Д Н Ы Й	1-я передача	1,046	259,15	38,53	3,55
	2-я передача	1,046	328,57	30,38	2,8
	3-я передача	1,046	410,71	24,31	2,24

2. Расчёт передач.

2.1. Расчёт первой ступени.

2.1.1. Выбор материалов и термической обработки колёс.

Шестерня – сталь 40Х, улучшение, НВ = 269…302

Колесо – сталь 40Х, улучшение, НВ = 235…262

2.1.2. Определение срока службы передач.

          t_å1 = 1×5×300 = 1500 ч.

2.1.3. Определение допускаемых напряжений на контактную прочность.

          [s]_Н = [s]_НО×Z_N,

где [s]_НО - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N - коэффициент долговечности.

          [s]_НО = s_{H lim}×Z_R×Z_V/ S_H,

где s_{H lim} - длительный предел контактной выносливости, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей;

Z_V - коэффициент, учитывающий скорость;

S_H - коэффициент запаса прочности.

Шестерня:

          s_{H lim} = 2НВ+70 = 2×285,5+70 = 641 МПа.

          Z_R = 0,95,

          Z_V = 1,

          S_H = 1,2

          [s]_НО1 = s_{H lim}×Z_R×Z_V/ S_H = 641×0,95×1/ 1,2 = 507,46 МПа.

Колесо:

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

          Z_R = 0,95,

          Z_V = 1,

          S_H = 1,2

          [s]_НО2 = s_{H lim}×Z_R×Z_V/ S_H = 567×0,95×1/ 1,2 = 448,88 МПа.

          Z_N = ^mÖ (N_HO/ N_HE),

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоёв зубьев, m = 6.

Шестерня:

          N_HO1 = (HB)³ = (285.5)³ = 2.33×10⁷ < 12×10⁷

          N_HE1 = 60×n₁×t_å1×(a₁ × b₁³) = 60×920×1500×(1×1³) = 8,29×10⁷

          N_HE1 > N_HO, Z_N = 1

          [s]_Н1 = [s]_НО1×Z_N = 507,46×1 = 507,46 МПа.

Колесо:

          N_HO2 = (HB)³ = (248.5)³ = 1,53×10⁷ < 12×10⁷

          N_HE2 = 60×n₂×t_å1×(a₁ × b₁³) = 60×259,15×1500×(1×1³) = 2,37×10⁷

          N_HE2 > N_HO, Z_N = 1

          [s]_Н2 = [s]_НО2×Z_N = 448,88×1 = 448,88 МПа.

За расчётное принимаем наименьшее, т.е. [s]_Н2 = 448,88 МПа.

2.1.4. Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб.

          [s]_F = [s]_FO×y_A×y_N,

где [s]_FO - базовое допускаемое напряжение изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

y_A - коэффициент, вводимый при двусторонней нагрузке, y_A = 1;

y_N - коэффициент долговечности.

          [s]_FO =  s_{F lim}×y_R×y_x×y_d / S_F,

где s_{F lim} - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности;

y_x – коэффициент размеров;

y_d - коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентра- ции напряжений.

Шестерня:

          s_{F lim 1} =1,75×НВ = 1,75×285,5 = 499,6 МПа.

          y_R = 1

          y_X = 1

          y_d = 1

          S_F = 1,7

          [s]_FO1 =  499,6×1×1×1/ 1,7 = 293,88 МПа.

Колесо:

          s_{F lim 2} =1,75×НВ = 1,75×248,5 = 434,88 МПа.

          y_R = 1

          y_X = 1

          y_d = 1

          S_F = 1,7

          [s]_FO2 434,88×1×1×1/ 1,7 = 255,80 МПа.

          Y_N = ^mÖ(N_FO/ N_FE)> 1,

где N_FO - базовое число циклов нагружения;

N_FE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости.

Шестерня:

          m=6

          N_FE1 = 60×n₁×t_å1×(a₁×b₁⁶) = 60×920×1500×(1×1⁶) = 82,8×10⁶

          N_FO1 = 4×10⁶

          N_FE1 > N_FO1,

          Y_N = 1

          [s]_F1 = 293,88×1×1 = 293,88 МПа.

Колесо:

          m=6

          N_FE2 = 60×n₂×t_å2×(a₁×b₁⁶) = 60×259,15×1500×(1×1⁶) = 23,32×10⁶