- •1.1 Расчет мощности на валах
- •1.2 Подбор электродвигателя
- •1.3 Определение общего передаточного отношения
- •1.4 Определение частот вращения валов редуктора
- •2 Расчет зубчатых передач редуктора.
- •2.1 Выбор материала зубчатого колеса и обоснование термообработки
- •2.2 Определение допускаемых напряжений
- •2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
- •2.4 Расчет цилиндрической передачи (2-я ступень)
- •2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.
- •2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
- •2.4.3. Расчет на усталость по изгибу
- •2.5 Расчет конической передачи
- •2.5.1Определение основных геометрических параметров конической передачи.
- •2.5.2 Проверочный расчет передачи
- •3.Определение диаметра валов и подбор подшипников качения
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба для зубчатых колёс определим по формуле:
[] =·KFL ·KFC
Flimb j - базовый предел выносливости по изгибу.
SFj - коэффициент безопасности.
KHLj - коэффициент долговечности,
Согласно рекомендации [1] определяем Flimb и SF:
= 1,8 · HB1 = 1,8 ·230 = 414 МПа.
= 1,8 ·НВ2 = 1,8 ·200 = 360 МПа.
SF 1,7 2,2, принимаем SF1,2,3,4 1,7.
Базовое число циклов NF0 4106
Расчетное число циклов перемены напряжений определим по формуле: NFEj 60Cj nj th,
для колеса z1:
NFE1 NHЕ1 601300035000 6,3·109
для колес z2 и z3:
NFE2 NFE3 NHЕ2= NHЕ3 6011200 35000 2,52109
для колес z4:
NFE4 NHЕ4= 601400 35000 0,84 109.
Так как NFE1,NFE2,NFE3,NFE4 >NFO , то KFL1 =KFL2 =KFL3 =KFL4 =1
Поскольку зуб работает одной стороной, то KFL1 =KFL2 =KFL3 =KFL4 =1
Определяем []:
[]1 = ·KFC·KFL= · 1·1 = 243,53 МПа.
[]2= ·KFC·KFL = ·1·1 = 185,9 МПа.
В качестве допускаемых напряжений изгиба для передачи принимаем меньшее значение из двух полученных:
[]1= 391,4 МПа.
[]1 = = 185,9 МПа.
2.4 Расчет цилиндрической передачи (2-я ступень)
2.4.1 Определение основных геометрических параметров цилиндрической передачи.
Определяем межосевое расстояние:
где .
Рассчитываем геометрические параметры колес:
рабочая ширина колеса: .
задаем коэффициент формы зуба эквивалентного колеса согласно [1]:
торцевой модуль:
округляем по ГОСТ, но не меньше mmin = 1,5 мм
Принимаем модуль m = 1,5 мм.
где – предварительно принятый коэффициент формы зуба.
Для седьмой степени точности .
Число зубьев шестерни:
Тогда число зубьев колеса: .
Относительное отклонение полученного передаточного числа от принятого:
Погрешность: .
Уточняем размеры диаметров делительных окружностей:
.
Определяем межосевое расстояние:
.
2.4.2 Проверочный расчет передачи на контактную прочность.
Проверим зубчатую передачу на выносливость от действия контактных напряжений.
zΣ===0,875
шестерни:
d3 = 73,5 мм.
da3 = d3+2m = 76,5
df3 = d3-2,5m = 69,75
db = d1 ·cos α = 69,07
колеса:
d4 = 220,5 мм
da2 = d2 +2m = 223,5
df4 = d4 – 2,5m = 216,75
db4= d4·cos α = 162 ·cos 20 = 207,2
Уточним величину коэффициента динамической нагрузки [1]. Для этого рассчитываем окружную скорость в зацеплении:
V=== 4,62 м/с
и назначаем 7-ю степень точности [1].
коэффициент динамической нагрузки Kv = 1,35
KHα=1
Kβ=1,15 по таблице №7
Kβ=1
Кv-коэффициент динамичности
Кv=1,45
Кн= KHα Kβ Кv=1 1 1,45=1,45
Коэффициент торцевого перекрытия Eα определим по формуле:
Eα = (z3 ·tgαa3 + z4·tgαa4 – (z3+z4)tgaw)
Eα = ( 49·0,541 + 147·0,433 – (147+49)·0,364) = 1,7.
≤[]
σн=275 zн zΣ ;
Т1-проектный расчет
Т1=58016,25 (Н мм)
Кн=1,6
U===3
Принимаем
σн=275 1,764=370,9 Мпа ≤ []=391,4 Мпа
2.4.3. Расчет на усталость по изгибу
≤[];
YF3=3,62
YF4=3,6
σF3=≤ []1 ;
σF4 = σF3≤ []2 ;
σF3==46,91≤[]1=185,9 МПа
σF4 =46,91=46,65Мпа ≤ []2 = 185,9 МПа
2.5 Расчет конической передачи
2.5.1Определение основных геометрических параметров конической передачи.
NE1=60 n1 c th KHE
NE2=60 n2 c th KHE
KHE=1
NE1=60 3000135000=6,39
NE2=60 1200135000=2,529
[]1=441,6 МПа
[]2=391,6 Мпа
[]min=[]2=391,6 Мпа
Проектный расчет
dm1=Kd2;
U=U1=2,5
Kd=77 т.к. 7 степень точности,
'=1,5
ψвd==0,5
dm1=77=69,4мм
вw==0,569,4=35
ψвd==0,5,следовательно Кβ°=1,25 табл.6
Кβ=0,5(Кβ°+1)=0,5(1,25+1)=1,125
Кн= КнКβКv=1,25
Определяем модуль:
mte=
KF= KF КβKv=0,911,1251.45=1,48
mte==0,78мм
Примем mte=2 мм
z1==69,4/2=35
z2= z1U1=35
U1ср==88/35=2,5 погрешность 0%
U1==2,5
U1=1,5
tgδ1==1/2,5=0,4,следовательноδ1=21,8
δ2=90-21,8=68,2
mtm= mnm=2,5 мм
Re===1,48
dm1= mtm=1,75 35=61
dm2= mtm=1,7588=154
de1= mte=2
de2= mte=2
tgθa= следует, чтоθa=1,35
tgθf= ==1,62
δa1=δ1+θa=21,8+1,35=23,15
δa2=δ2+θa=68,2+1,62=69,82
δf1=δ1+θf=21,8-2.29=19,51
δf2=δ2+θf=68,2-2,29=65,91
dae1=de1+2cos1=70+22cos21,8=73,7
dae2=de2+2cos2=176+2
B1=0,5de2-sin1=0,5
B2=0,5de1-sin2=0,5