Глава11. Расчет коробки скоростей:

11.1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя

Определим потребляемую мощность привода по формуле (1-я скорость):

Р_вых = M/1000,

где М – момент сопротивления вращению, Нм;

 – угловая скорость поворота крана, рад/с.

Р_вых = 7503/1000 = 2,25 кВт.

Общий КПД привода:

_общ = _з_з_ц_м³_подш,

где _з – КПД цилиндрической зубчатой передачи;

_ц – КПД открытой цепной передачи;

_м – КПД муфты;

_подш – КПД одной пары подшипников качения.

_общ = 0,970,970,930,980,99³ = 0,832,

Тогда требуемая мощность электродвигателя

P_э.тр = Р_вых/_общ = 2,25/0,832 = 2,70 кВт.

Частота вращения приводного вала:

для 1-й скорости: n_в1 = ₁30/ = 330/3,14 = 28,7 об/мин,

для 2-й скорости: n_в1 = ₂30/ = 430/3,14 = 38,22 об/мин.

Выбираем электродвигатель 4АИР112MB8: Р_дв = 3 кВт; n_дв = 709 об/мин.

1.2. Уточнение передаточных чисел привода

Выберем передаточное число открытой цепной передачи: u_Ц = 2.

Определим общее передаточное число привода

для 1-й скорости: u_общ1 = n_дв/n_в1 = 709/28,7 = 24,74;

для 2-й скорости: u_общ2 = n_дв/n_в2 = 709/38,22 = 18,55;

Определим общее передаточное число редуктора

для 1-й скорости: u_ред1 = u_общ1/u_Ц = 24,74/2 = 12,37;

для 2-й скорости: u_ред2 = u_общ2/u_Ц = 18,55/2 = 9,28;

Передаточные числа ступеней редуктора

тихоходной: u_Т = 0,88(u_ред1)^1/2 = 0,88(12,37)^1/2 = 3,09;

быстроходной:

1-я скорость: u_Б1 = u_ред1/u_Т = 12,37/3,09 = 4,00;

2-я скорость: u_Б2 = u_ред2/u_Т = 9,28/3,09 = 3,00.

1.3. Определение вращающих моментов на валах коробки (1-я скорость)

Частота вращения тихоходного вала

n_Т = n_вu_Ц = 28,72 = 57,3 об/мин.

Частота вращения промежуточного вала

n_П = n_Тu_Т = 57,33,09 = 177,4 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n_Б = n_Пu_Б1 = 177,44,00 = 709 об/мин.

Момент на приводном валу

T_в = M = 750 Нм.

Момент на тихоходном валу

Т_Т = Т_в/(_подш_ц u_Ц) = 758/(0,990,932) = 411 Нм.

Момент на промежуточном валу

Т_П = Т_Т/(_подш_зu_Т) = 411/(0,990,973,09) = 138 Нм.

Вращающий момент на быстроходном валу

T_Б = Т_П/(_подш_зu_Б1) = 138/(0,990,974,00) = 36 Нм.

11.2. Расчёт косозубой цилиндрической передачи (быстроходная ступень, 1-я скорость)

11.2.1. Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс

Выбираем марку стали: для шестерни – 40Х, твёрдость ≤ 350 НВ₁; для колеса – 40Х, твёдость ≤ 350 НВ₂. Разность средних твёрдостей НВ_1ср – НВ_2ср = 20…50.

Определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твёрдость 269…302 НB₁, термообработка – улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твёрдость 235…262 НВ₂, термообработка – улучшение, S_пред = 125 мм.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни и колеса:

HB_1ср = (269 + 302)/2 = 285,5;

HB_2ср = (235 + 262)/2 = 248,5.

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений и

напряжений изгиба для зубьев шестерни и колеса

Определим коэффициент долговечности:

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы

N = 573L_h,

где  – угловая скорость соответствующего вала, с^-1;

L_h – срок службы привода, ч.

Так для колеса: N₂ = ₂L_h = 2520000 = 286500000; N_H02 = 16,3710⁶.

Для шестерни: N₁ = uN₂ = 3,02286500000 = 865230000; N_H01 = 22,6210⁶.

Коэффициент долговечности:

для шестерни K_HL1 = (22,6210⁶/865230000)^1/6 = 0,545,

для колеса K_HL2 = (16,3710⁶/286500000)^1/6 = 0,621.

Так как N₁ > N_H01, а N₂ > N_H02, то принимаем K_HL1 = 1, K_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0:

для шестерни []_Н01 = 1,8НВ_1ср + 67 = 1,8285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²;

для колеса []_Н02 = 1,8НВ_2ср + 67 = 1,8248,5 + 67 = 514,3 Н/мм²;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[]_Н1 = K_HL1[]_Н01 = 1580,9 = 580,9 Н/мм²,

для колеса

[]_Н2 = K_HL2[]_Н02 = 1514,3 = 514,3 Н/мм².

Так как НВ_1ср – НВ_2ср = 285,5 – 248,5 = 37 = 20…50, то передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого контактного напряжения из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]_Н = 514,3 Н/мм².

Коэффициент долговечности для вычисления напряжений изгиба:

K_FL = (N_F0/N)^1/6,

где N_F0 = 410⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N – число циклов перемены за весь срок службы.

Для шестерни K_FL1 = (410⁶/865230000)^1/6 = 0,408;

для колеса K_FL2 = (410⁶/286500000)^1/6 = 0,491.

Так как N₁ > N_F01, а N₂ > N_F02, то принимаем K_FL1 = 1, K_FL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_F0:

для шестерни []_F01 = 1,03НВ_1ср = 1,03285,5 = 294,1 Н/мм²;

для колеса []_F02 = 1,03НВ_2ср = 1,03248,5 = 256,0 Н/мм²;

Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни

[]_F1 = K_FL1[]_F01 = 1294,1 = 294,1 Н/мм²,

для колеса

[]_F2 = K_FL2[]_F02 = 1256,0 = 256,0 Н/мм².

Далее передачу рассчитываем по меньшему значению допускаемого напряжения изгиба из полученных для шестерни и колеса. Таким образом:

[]_F = 256,0 Н/мм².