Условие прочности выполняется.
Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений.
Недогрузка передачи составляет 5,4% что допустимо.
4.15 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.
,
МПа
Где
-
коэффициент нагрузки.
Где
-
коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку.
При V = 1,64 и 8-ой степени точности = 1,04.
-коэффициент,
учитывающий распределение нагрузки
между зубьями.
=1,06
-
коэффициент, учитывающий форму зуба и
концентрацию напряжений.
Где х- коэффициент смещения Х1=Х2=0
-эквивалентное
число зубьев колес:
Для шестерни
Для колеса
Для шестерни
Для колеса
-коэффициент,
учитывающий наклон зуба.
коэффициент,
учитывающий перекрытие зубьев.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни.
МПа
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса.
257
МПа.
Условие прочности выполняется.
5. Предварительный расчет и конструирование валов редуктора.
5.1 Ведущий вал – шестерня.
,
мм
МПа
мм
Для муфты
,
так как был выбран двигатель АИР 132М8УЗ
с
мм
мм Принимаем
мм
Под уплотнение
,
мм Принимаем
мм
Под подшипник Принимаем
мм
5.2 Ведомый вал – колесо.
,
мм
МПа
мм
Принимаем
мм
Под уплотнение
,
мм Принимаем
мм
Под подшипник Принимаем
мм
Принимаем
мм
Принимаем
мм
5.3 Предварительный выбор подшипников редуктора.
Выбираем по
однорядные подшипники средней серии.
Ведущий вал – шестерня: Выбираем радиальные однорядные роликоподшипники с коротким роликом.
32307
мм;
мм;
мм; Грузоподъемность:
кН
кН
Ведомый вал – колесо: Выбираем радиальные однорядные роликоподшипники с коротким роликом.
32310
мм;
мм;
мм; Грузоподъемность:
кН
кН
6. Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи.
6.1 Исходные данные для расчета:
а) передаточное число U = 4
б) частота вращения шестерни
173,4
об/мин
в) частота вращения колеса 43,4 об/мин
г) вращающий момент на шестерне 210,6 Н*м
д) вращающий момент на колесе
792,2
Н*м
срок службы передачи при трехсменной работе 10 лет. Передача нереверсивная нагрузка постоянная производство мелкосерийное.
6.2 Выбор материалов и термической обработки колес
Выбираем для шестерни сталь 45, термообработка- улучшение твердость 220-250 НВ, средняя твердость =220
Для колеса выбираем сталь 35Л, термообработка нормализация твердость 163-207 НВ,
средняя твердость = 180
6.3 Определение допускаемых напряжений изгиба.
(МПа)
Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений
Для шестерни
1,8*220=396
МПа
Для колеса
1,8*180=
324 МПа
коэффициент запаса прочности 1,75
-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, =1
-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок =1
-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче =1,0
-коэффициент долговечности
>1
Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей =
q=6 при твердости Н 350 НВ
Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения.
Где n-частота вращения шестерни колеса,
с- число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.
-срок службы передачи.
2920*10*0,85*3=74460 часа
Где L-число лет работы передачи L=10
Кг-коэффициент годового использования передачи Кг=0,85
Кс-число смен работы передачи в сутки Кс=3
Расчетное число циклов напряжений:
Для шестерни 60*173,4*1*74460=77,5*
Для колеса 60*43,4*1*74460=19,4*
Так как расчетное число циклов напряжений
для шестерни
=
то и для колеса
больше базового числа циклов
то
принимаем
=1,0.
Допускаемые напряжения изгиба.
Для шестерни =396*1*1*1*1/1,75=226 МПа
Для колеса =324*1*1*1*1/1,75= 185 МПа
6.4 Определение числа зубьев шестерни и колеса.
Принимаем
20*4=80
6.5 Определение модуля передачи.
,мм
;
-
коэффициент, учитывающий распределение
нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий форму зуба
и концентрацию напряжений.
Принимаем ГОСТ 9563-80 стандартное значение
модуля
=
4,5 мм.
6.6 Определение размеров зубчатых колес.
Делительные диаметры:
Шестерни
мм
Колеса
мм
Диаметры вершин зубьев:
Шестерни
90+2*4,5
= 99 мм
Колеса
360+2*4,5
= 369 мм
Диаметры впадин зубьев:
Шестерни
90-2,5*4,5
= 79 мм
Колеса
360-2,5*4,5
= 349 мм
Ширина зубчатого венца:
Колеса
=0,4*90=36
мм Принимаем
мм
Шестерни
мм
6.7 Определение межосевого расстояния.
, мм
6.8 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.
Окружная скорость колес:
м/с
,
МПа
Где - коэффициент нагрузки.
=1,1*1,4=1,54
Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.
При V = 0,82 и 8-ой степени точности = 1,1
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
= коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
Окружная сила:
4680
Н
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса.
185
МПа.
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни.
МПа
Недогрузка передачи составляет 12,4% что допустимо.