1.6.2 Найдем передаточного числа редуктора uред

u_ред = u₀/i_цп ,

u_ред = 47,8/2=23,9

1.7. Выполним разбивку передаточного числа редуктора между его ступнями.

U_ред = U_Б· U_Т,

где U_Т – передаточное число тихоходной ступени, U_Т = 4,2

U_Б – передаточное число быстроходной ступени, U_Б = 5,7.

1.8.Найдем частоты вращения валов привода.

1.8.1. Вал входной

Частота вращения входного вала n_вх = 1435 об/мин

1.8.2. Вал промежуточный

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

n_пром = 1435/5,7=252 об/мин.

1.8.3 Вал выходной

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

nвых.= 252/4,2=60 об/мин

1.8.4 Вал приводной

где n_пр – частота вращения приводного вала, об/мин.

nпр.= 60/2=30 об/мин.

1.9.Найдем крутящие моменты на валах привода.

1.9.1Вал двигателя

Т_дв = 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550·3/1435=20 Н·м

1.9.2 Вал входной

Т_вх = Т_дв· η_м· η_пп

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 20·0,98·0,99=19,4 Н·м

1.9.3 Вал промежуточный

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром = 19,4·5,7·0,99·0,98=107,3 Н·м

1.9.4 Вал выходной

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=107,3·4,2·0,99·0,98=437,23 Н·м

1.9.5 Вал приводной

Т_пр=Т_вых·η_пп·i_{цп• цп},

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 437,23·2·0,99^.0,93=805,1Н·м

1.10 Исходные данные для расчета передач.

1.10.1 Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни

T₁=19,4/2=9,7 Нм

Частота вращения вала шестерни n₁=1435 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = 5,7.

1.10.2 Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁=107,3 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁=252 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u= 4,2.

1.10.3 Цепная передача

Р₁=Р_дв· η³_пп· η²_зп· η_м

P₁= 3^.0,98·0,99³·0,98²= 2, 74 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=60 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i=2.

2. Расчет допускаемых напряжений зубчатых цилиндрических передач.

Выбор материала и термообработки

Таблица 2.1

Механические характеристики сталей, используемых

для изготовления зубчатых колес

Выбираем для входной ступени сталь 40Х с твердостью для шестерни входной и выходной ступени 260 HB, твердость колес 210 HB.

Предел текучести материала σ_т= 550 Мпа

Расчет допускаемых напряжений:

Допускаемые контактные напряжения при расчете на усталость

[σ_н]= σ_но•K_HL/ S_H,где

σ_но-базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, K_HL- коэффициент долговечности, S_H-коэффициент безопасности.

Найдем допускаемые напряжения для шестерни и колеса

σ_но=2•HB+70

σ_но1= 2∙260+70=590МПа

σ_но2= 2∙210+70=490МПа

[σ_н]₁= 590∙1/1,1=536 МПа

[σ_н]₂=490∙1/1,1=446 МПа

Для расчёта определяем

Найдем допускаемые контактные напряжения при перегрузки

[σ_н]_max=2,8∙σ_т

[σ_н]_max=2,8∙550=1540 МПа

Найдем напряжение изгиба при расчете на усталость

[σ_F]= σ_FO∙K_FL∙K_FC/S_F, где

σ_FO-предел выносливости зубьев по напряжению изгиба, σ_FO= 1,8∙НВ;

K_FL – коэффициент долговечности; K_FC- коэффициент, учитывающий реверсивный характер работы передачи, K_FC=1; S_F –коэффициент безопасности, S_F=1,65

Найдем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса.

[σ_F]₁= σ_FO1∙K_FL1∙K_FC1/S_F1,

σ_FO1= 1,8∙НВ₁,

σ_FO1=1,8∙260=468 МПа,

[σ_F]₁= 468∙1∙1/1,65= 284 МПа

[σ_F]₂= σ_FO2∙K_FL2∙K_FC2/S_F2,

σ_FO2= 1,8∙НВ₂,

σ_FO2=1,8∙210=378 МПа,

[σ_F]₂= 378∙1∙1/1,65=229МПа

Найдем допускаемые напряжения для проверки прочности зубьев при перегрузках:

[σ_F]_max=0,8∙σ_T

[σ_F]_max=0,8∙550=440 МПа

Выбор коэффициентов неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба

K_Hβ, K_Fβ

Для выбора коэффициентов необходимо знать:

1. Твердость рабочих поверхностей зубьев;

HB<350

2. Величину коэффициента ψ_bd- коэффициент ширины относительно делительного диаметра;

3. Способ установления колес относительно опор.

K_Hβ=1, 07

K_Fβ=1, 3

Коэффициенты динамической нагрузки К_HV и K_FV, необходимо знать:

1. Твердость рабочих поверхностей поверхности зубьев;

2. Окружную скорость передачи;

3. Степень точности 7 или 8;

4. Тип зуба.

К_HV= 1, 05

K_FV= 1, 05

ψ_bd-коэффициент ширины относительно делительного диаметра. От входа к выходу увеличивается на 20-30 %

ψ_bd=1

ψ_ba=2∙ ψ_bd/( U+1), где ψ_ba- коэффициент ширины шестерни

ψ_ba= 2∙1/5=0,4

Коэффициенты форма зуба Y_F1 и Y_F2

Y_F1=3,9

Y_F2=3,6

Расчет зубчатых цилиндрических передач

а_w= 430(4+1)√250∙1,07/491²∙0,4∙4 =140 мм