Исходные данные

Тип двигателя: 4А250M4У3

Мощность двигателя, кВт: 90

Частота вращения, об/мин: 1470

Передаточное число: 2,8

Вид передачи: цилиндрическая прямозубая

Вид термической обработки: поверхностная закалка

Cтепень точности передачи: 7

Ресурс работы, час: 7000

Компоновка: 3

Кинематический расчет редуктора

1)Передаточное отношение: i=Z2/Z1=2,8

2) Общий КПД редуктора:

где - КПД муфты на входном валу

η_зп= 0,97– КПД зубчатой передачи,

η_пш= 0,99 – КПД подшипниковой пары

3)Мощность на ведомом валу:N2=N1·h=90,0·0,93=83,7кВт

где N1-мощность ведущего вала, кВт

4)Определение угловых скоростей и частот вращения

Ведущий вал: n1=1470(мин-1)

w1=pn/30=155,8(c-1)

Ведомый вал: n2=n1/i=1470/2,8=525(мин-1)

w2=w1/i=153,8/2,8=54,9(с-1)

5)Вращающие моменты на валах:

На ведущем валу: T1= н·м

На ведомом валу: T2= н·м

Расчет зубчатой передачи

В соответствии с типом термической обработки выберем материал шестерни и колеса.

Поверхностная закалка	Твердость НRC	Предел прочности ,sв, МПа
Шестерня –сталь 40х	52-56	700
Колесо-сталь 40х	48-52	600

НRC шестерни ³НRC колеса+2…4НRC

Расчет допустимых контактных напряжений

1)Допустимые контактные напряжения:

Допускаемое контактное напряжение, не вызывающее опасной контактной усталости:

{sн}k=

{sн}ш=

где σ_Нlim – предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев при базовом числе циклов перемены напряжений,

Sн-коэффициент безопасности=1,2

Zн-коэффициент долговечности.

54HRC=522HB

50HRC=480HB

sнlim ш=17HRCcр+200=17·54+200=1118мПа

sнlim к=17HRCcр+200=17·50+200=1050мПа

Коэффициенты долговечности:

Zн ш=

Zн к=

где Nн-число циклов перемены напряжений(колесо, шестерня),

Nнш=30НВш(cр)^2,4≤12·10⁷ =30·522^2,4=99891943,2≤12·10⁷

Nнk=30НВк(cр)^2,4≤12·10⁷ =30·480^2,4=81677084,01≤12·10⁷

N-число циклов за всю работу=60·t·n1,

где t-ресурс работы=7000 часов

Nш=60·7000·1470=617400000

Nк=60·7000·577,6=220500000

2)Допускаемые напряжения изгиба:

[σ_f]ш=

[σ_f]к=

где S_F –коэффициент запаса прочности для поковок, S_F = 1,55-1,75

σ_Flim=700МПа – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений N_F=4·10⁶ циклов, при поверхностной закалке

Y_α – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки Y_α=0,75 для закаленных сталей

Y_N- коэффициент долговечности

Y_Nш=

Y_Nк=

Расчет основных параметров передачи

1)Предварительное значение межосевого расстояния а’_W :

а’_W=k(i+1) · = мм

2)Расчет окружной скорости:

u= м/с

3)Уточненный расчет межосевого расстояния :

а_W= мм

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния:

а_W=210мм

где Ка=450Мпа^1/3;

Кн= ·Кнa·Кнn=1,01·1,08·1,02=1,11

- коэффициент, характеризующий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии, =1+( ⁰-1)Кнw=1+(1,02-1) ·0,71=1,01

Кнw=0,71(приработка зубьев)

Кнn-коэффициент , характеризующий внутреннюю динамику нагружения из-за ошибок шагов зацепления=1,02

ybd=0,5 ·ψ_ba· (i+1)=0,5·0,25· (3,5+1)=0,45

ψ_ba – коэффициент ширины венца относительно межосевого расстояния, ψ_ba=0,25

Kнa-коэффициент характеризующий приработку зубьев,

Kнa=1+( Kнa⁰-1) Кнw=1+(1,12-1) ·0,71=1,08

Kнa⁰=1+0,06(7-5)=1,12

4)Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр: d2=2·а_w i/(i+1)=2·210·2,8/3,8=309 мм

Ширина венца зубчатого колеса:b2= ψ_ba · а_W =0,25·210=52,5 мм

Определяем значение модуля из условия сопротивления изгибной усталости:

Mмах= мм

Ммин= мм

Принимаем М=6мм

где K_m – вспомогательный коэффициент, для прямозубых колес K_m = 3,4·10³

Kf-коэффициент нагрузки=Kfn·Kfb·Kfa=1,02·1,0164·1,12=1,16

5)Суммарное число зубьев: Zc=2· а_W ·cosβmin/m=2·210/6=70

6)Число зубьев шестерни и колеса: Z₁=Zc/(i+1)=70/3,8=18

Z₂=Zc-Z1=70-18=52

7)Фактическое передаточное число: iф=2,9

8)Делительные диаметры колес:

Делительный диаметр шестерни:d₁=Z₁·m/cosB=25·6=150мм

Делительный диаметр колеса:d₂=2· а_W-d₁=2·210-150=270 мм

9)Диаметры окружности вершин и впадин зубьев

Диаметр вершин шестерни: da₁=d₁+2(1+X₁-Y)m=150+2·1·6=162 мм

Диаметр вершин колеса:da₂=d₂+2(1+X₂-Y)m=270+2·6=282 мм

Диаметр впадин шестерни:df₁=d₁-2(1,25-X₁)m=150-2(1,25)6=135мм

Диаметр впадин колеса:df₂=d₂-2(1,25-X₂)m=270-2(1,25)6=255 мм

10)Расчет сил, действующих в зацеплении:

Окружная сила Ft=2·10³·T₁/d₁=2· 10³·577,6/150=7701н

Радиальная сила Fr=Ft·tga/cosb=7701·0,364=2803н