Выбор материалов для колес редуктора

СОДЕРЖАНИЕ

 

стр.

	Кинематическая схема машинного аппарата
	Выбор двигателя
	Выбор материалов для колес редуктора
	Расчет зубчатых передач редуктора
	Нагрузка валов редуктора
	Проектный расчет валов
	Расчетная схема валов редуктора
	Проверочный расчет подшипников
	Выбор смазки для редуктора
	Расчет для определения размеров корпуса и крышки редуктора
	Тепловой расчет редуктора
	Список используемой литературы

 

Кинематическая схема машинного аппарата

1. Двигатель 2. Муфта упругая 3. Редуктор двухступенчатый 4. Муфта упругая

Рис. 1.1.

1.1.Чертеж кинематической схемы. Условные графические изображения элементов по ГОСТ 2.721 -74; 2.770 -68.

1.2.Условия эксплуатации машинного агрегата.

Привод к кормоприготовительному комбайну работает в режиме нагружения III (средний нормальный, см. [2], стр.172),

(см. [2], таб. 810),

М₁ = 0,065

1.3.Срок службы привозного устройства.

Срок службы приводного устройства (ресурс) определяется по формуле:

L_h= L₂ * 365 * К_год * К_сут * 24, где

L₂ – срок службы привода, лет;

К_год – коэффициент годового использования

К_сут – коэффициент сменного использования

L_h = 6*365*0,8*0,2*24=8410 часов

 

 

Выбор двигателя.

Кинематический расчет привода

2.1. Общий коэффициент полезного действия (КПД).

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода равен:

= ₂ * _ц * ²_м * ³_п.к. , где

₂ – КПД для червячной передачи при U = 8...14;

_ц – КПД цилиндрической передачи;

²_м – КПД для упругой муфты;

³_п.к. – КПД для пары подшипников качения

= 0,900*0,965*0,980²*0,995³ =0,82

2.2. Выбор двигателя.

2.2.1. Определяем требуемую мощность двигателя:

Р_од , где

Р_n = Р₄ – потребляемая мощность;

– общий КПД привода

Р_од ,

Учитывая, что двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами вращения весьма металлоемки, применяем электродвигатель серии 4А закрытый обдуваемый (по ГОСТ 19523-81).

принимаем электродвигатель 4А 132М4УЗ:

- Р_од = Р_о = 11кВт;

- n = 1460 об/мин (частота вращения);

- ω = 153 рад/с (угловая скорость).

2.3. Определение передаточного числа привода и его ступеней.

2.3.2. Для червячной передачи применяем передаточное число:

U = 12,5 (ГОСТ 2144-75)

2.3.2. С учетом общего передаточного числа привода

U= = , где

n_общ – частота вращения двигателя

n₄ – частота вращения на выходном валу;

U = = 52,143

2.3.3. Для цилиндрической тихоходной ступени:

U = , где

U - общее передаточное число привода;

Uτ - передаточное число червячной передачи.

U_ц = = 4,171 (допустимые значения U_ц = 2...5)

2.4. Определение силовых и кинематических параметров привода.

2.4.1. Быстроходный вал-червяк

2.4.1.1. Потребляемая мощность:

Р_од = Р_од * _м * _п.к., где

Р_I – мощность требуемая двигателю

_м – КПД для упругой муфты

_п.к. – КПД для пары подшипников качения

Р_I = 7,93 * 0,98 * 0,995 = 7,73 кВт

2.4.1.2.Угловая скорость

W_I = W_ном = 153 рад/с

2.4.1.3.Крутящийся момент на валу

T_I = P_I / W_I

T_I = 7.73 / 153 = 50.5 Нм

2.4.2. Вал червячного колеса

2.4.2.1. Потребляемая мощность:

Р₂ = Р_I * * _r * _п.к., где

Р_I – потребляемая мощность быстроходного вала

_r – КПД червячной передачи

_п.к. – КПД пары подшипников качения

Р₂ = 7,73 * 0,90 * 0,995 - 6,92 кВт

2.4.2.2. Угловая скорость

W₂ = , где

W_I – угловая скорость вала-червяка;

U – передаточное число червяка

W₂ = = 12,24

2.4.2.3. Крутящий момент на валу

Т₂ = Т₂ = = 565,7 н.м

2.4.3. Вал колеса тихоходной ступени

2.4.3.1. Потребляемая мощность

Р₃ = Р₂ * _ц * _п.к, где

Р₂ – потребляемая мощность на вале червячного колеса;

_ц – КПД цилиндрической передачи;

_п.к – КПД пары подшипников качения Р₃ = 6,92 * 0,965 * 0,995 = 6,65 кВт

2.4.3.2. Угловая скорость

W₃ = , где

W₂ - угловая скорость на валу червячного колеса;

U - передаточное число тихоходной (цилиндрической передачи) ступени

W₃ = =2,93 рад/с

2.4.3.3 Крутящий момент на валу

T₃ = Т₃ = = 2362 н.м

2.4.4. Вал привода машины

2.4.4.1. Потребляемая мощность на валу

Р₄ = Р_з * _м, где

Р₃ – потребляемая мощность на валу тихоходной ступени;

_м – КПД муфты упругой

Р₄ = 6,65 * 0,98 = 6,50 кВт

2.4.4.2. Угловая скорость

W₄ = W₃, где

W₃ – угловая скорость на тихоходном валу W₄ = 2,93 рад/с

2.4.4.3. Крутящий момент на валу

T₄ = Т₄ = = 2217 н.м

 

Выбор материалов для колес редуктора

3.1. Коэффициент нагрузки червячной передачи. Коэффициент загрузки определяем по формуле:

К = К * К, где

К – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии;

К – коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении. Коэффициент К зависит от характера изменения нагрузки и от деформации червяка

К = 1 + () * (1-х), где

Q – коэффициент деформации червяка, определяем по таблице 4.6. [3] для

Z₁ = 4 и q = 12,5 (ГОСТ 2144-76): Q = 98;

Z₂ – число зубьев червячного колеса; Z₂ = Z₁ * ƞ

X – вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки

X = = = 0,475

К_в = 1+(50/98)³ * (1-0,475)= 1,07

Коэффициент K_v зависит от скорости скольжения и определяется по эмпирической формуле с.54 [1]:

V_s = 4.3*W₂*U_r /10³ * ₂, где

W₂ - угловая скорость на вале червячного колеса

U_r - червячной передачи передаточного числа

Т₂ - крутящий момент на валу червячного колеса

V_s = 4,3 * 12,24 * 12,5/10³ * = 5,44 м/с, тогда по таблице 4.7 [3] определяем коэффициент динамической нагрузки K_v =1,40 для восьмой степени точности изготовления передачи.

К= 1,07 * 1,40 = 1,50

 

 

3.2. Материал для изготовления червяка.

Для изготовления червяка применяем сталь 40Х с твердостью ≥ 45 HRC; термообработка - улучшение и закалка ТВЧ; по таблице 3.2 [1] для стали 40Х - твердость 45...50 HRC; G_в = 900 н/мм²; G_т = 750 н/мм²

3.3. В соответствии со скоростью скольжения (V_s = 5,44 м/с) по таблице
3.5. [1] из группы II принимаем сравнительно дешевую бронзу Бр.
А10Ж4Н4, полученную способом центробежного литья: G_в = 700 н/мм²;

G_т = 460н/мм

3.4. Для материала венца червячного колеса по таблице 3.6. [1] определяем контактные [G]_н и изгибные [G]_f напряжения

3.4.1. При твердости витков червяка ≥ 45 HRC, [G]_н = 300-25*V_s, где

V_s - скорость скольжения

[G]_н = 300 - 25 * 5,44 = 164 н/мм²

3.4.2. Коэффициент долговечности К_F4

К_F4 = , где

N - число циклов погружения зубьев червячного колеса за весь срок службы N = 573* W₂ * L_h, где

W₂ – угловая скорость вала червячного колеса

L_h – ресурс приводного устройства

N = 573*12,24* 8410 = 5,9*10⁷ циклов

Тогда К_F4 = = 0,636

Для нереверсивной передачи

[G]_F = (0,08 G_B + 0,25 G_T) * K_F4

[G]_F = (0,08 * 700 + 0,25 * 460)* 0,636 = 109 н/мм²

3.5. Выбираем материал зубчатой цилиндрической передачи

3.5.1. По таблице 3.1. [1] определяем марку стали: для шестерни - 40Х. твердость <350 НВ. Разность средних твердостей НВ₁| - НВ₂ ≥ 70

3.5.2. По таблице 3.2. [1] определяем механические характеристики стали 40Х:

- для шестерни твердость 45...50 HRC, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, D_пред. = 125 мм;

- для колеса твердость 269...302 НВ₂, термообработка - улучшение S_пред. = 80 мм, где

D_пред. – предельно-допустимый диаметр заготовки шестерни или колеса

S_пред. – предельно-допустимая толщина заготовки обода или диска колеса

4. Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HRC_{3 ср.} = (45+50)/2 = 4,75 (шестерня)

HRC_{4 cp}. = (269+302)/2 = 285,5 (колесо)

3.6. Определяем допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни [G]_nl и колеса [G]_н2

3.6.1. Рассчитываем коэффициент долговечности К_н4

Наработка за весь (год) срок службы:

- для колеса N₃ = 573 * W₃ * L_h, где

W₃ – угловая скорость на валу тихоходной ступени;

L_h – ресурс приводного устройства

N₃ = 573 * 2,93 * 8410 = 14,12 * 10⁶ циклов

- для шестерни Z₃ N₂ = 59 * 10⁶ циклов

Число циклов перемены напряжения N_но соответствующее пределу выносливости, находим по таблице 3.3. [1] интерполированием:

- для колеса N_но3 = 22,5 * 10⁶ циклов

Тогда коэффициент долговечности: для шестерни K_н42 =

K_н42 = = 1,03

- для колеса К_н43 = ^l

K_н43 = = 1,08

3.6.2. По таблице 3.1. [1] определяем допускаемые контактные
напряжения [G]_ho соответствующее числу циклов перемены напряжения
N_но:

- для шестерни [G]_нo3 = 14 * HRC_lcp + 170, где

HRC_1ср - средняя твердость зубьев шестерни

[G]_но3 = 14*47,5+170 = 835 н/мм²

- для колеса [G]_но4 = 1,8 * НВ_4ср, где
НВ_4ср - средняя твердость зубьев колеса
[G]_но4 = 1,8 * 285,5 +67 = 580,9 н/мм²

3.6.3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

- для шестерни [G]_но3 = К_н42 * [G]_но3

[G]_н3 = 1,03 * 835 = 860 н/мм²

- для колеса [G]_н4 = К_н43 * [G]_но4

[G]_н4 = 1,08* 580,9 = 627 н/мм²

- среднее контактное напряжение [G]_н = ([G]_н3 ⁺ [G]_н4) / 2

[G]_н = (860+627)/2 = 744 н/мм²

3.7. Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев колеса (как-наиболее слабых). [G]_F4. По таблице 3.1. [1] определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_FO:

- для колеса Z₄

[G]_F4 = К _{F4 *} [G]_FO4 = 1,03 * НВ_4ср * К _F43

[G]_F4 = 1,03*285,5* 1,08 = 318 н/мм²

[G]_F4 = 318 н/мм²