7. Уточненные значения общего передаточного числа привода и его ступеней.

U = = = 7,93

оставляем без изменения передаточное число 3

тогда = = = 2,64.

8. 

- ведущего (входного), шестерни быстроходной

= = 730 ;

- промежуточного, колеса быстроходного и шестерни тихоходной

= ;

- выходного, колеса тихоходного

.

Соответственно мощности и моменты

= *η муф ∙ η_под = = 13,10 кВт;

= = = = 12,84 кВт;

= * = = 12,45 кВт;

= 9550 = 9550 = 171,4 Нм;

= 9550 = 9550 = 504 Нм;

= 9550 = 9550 = 1292,4 Нм.

2. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ЗАЦЕПЛЕНИЙ РЕДУКТОРА И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБА НАПРЯЖЕНИЙ.

2.1 Материал для шестерен и колёс Сталь 40ХН твёрдость зубьев колёс Н=350 (улучшение), а шестерен Н=55HR закалка ТВЧ.

2.2 Пределы контактной выносливости при базовом числе циклов

шестерен 17 HR + 200 = 17 * 55+ 200 = 1135 МПа;

колёс = 2 + 70 = 2 * 350+70 = 770 МПа.

2.3 Базовое число циклов нагружения

шестерен = 30 * = 30 * = 113,238 ,

приняв 1HRC=10HB

колес = 30 * = 30 * = 38,3 .

4. Рабочее число циклов за время эксплуатации

- шестерен = 60 * * = 60 * 720 * 3,6 ;

= 60 * * = 60 * 240 * 3,6 ;

- колес 60 * * = 60 * 240 * 3,6 ;

=60 * * = 60 * 98 * 3,6 ;

4. Коэффициенты долговечности:

= ;

при: НВ 350 1 2,6

НВ 350 1 1,8

- для шестерни быстроходной (конической)

= = 0.73<1устанавливаем =1;

- для колеса быстроходной ступени (конической)

= = 0,81<11устанавливаем =1;

- для шестерен тихоходной ступени

= = 1,14;

- для колеса тихоходной ступени:

= = 1,1.

4. Допускаемые контактные напряжения:

- шестерён = * = = 946 МПа;

= * = = 1078 МПа;

- колес = * = = 700 МПа;

= * = = 770 МПа.

Здесь - минимальный коэффициент запаса прочности.

Справочно: = 1,1 при улучшении и нормализации;

= 1,2 при остальных обработках (стр.104 [ 1 ])

2.7 Предел изгибной выносливости при базовом числе циклов ( [1] таблица 4.3).

- материал шестерен = 500 МПа;

- материал колес = 1,75 * НВ = 1,75 * 350 = 612,5 МПа.

2.8 Т.к. рабочее число циклов для обеих передач больше базового при изгибе равном 4 , то коэффициент долговечности при определяемом допускаемом напряжении изгиба:

= 1.

2.9 Допускаемое напряжение изгиба

- для шестерён = * = * 1 = 286 МПа;

- для колёс = * = * 1 = 350 МПа;

- минимальный коэффициент запаса прочности при изгибе, принят по рекомендации [ 1 ] стр.106.

3. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОГО ЗАЦЕПЛЕНИЯ.

1. Тихоходная ступень (прямозубая)

Рис. 3.1 К расчёту тихоходной ступени

1. Данные к расчёту.

=5,07 кВт;

=4,87 кВт;

=240 кВт;

=98 ;

=2,45;

=201,79 Н ;

=474,58 Н .

3.1.2 Межосевое расстояние.

= ( +1 ) ;

Где – коэффициент нагрузки, при контактных расчетах принимаем равным ( предварительно) 1,1…1,3;

- мощность на колесе;

– коэффициент ширины венца колеса, принимаем:

- b/a=(0,2…0,4) – меньшее значение для быстроходной ступени, большее для тихоходной, т.к у нас передача тихоходная, то принимаем

=0,4;

- принимаем меньшее значение из и , т.е равным 770 МПа;

= ( +1 ) = 123мм;

Устанавливаем = 125мм.

3.1.3 Расчёт ширины венца колеса и шестерни.

Ширина венца зубчатого колеса:

= a = 0,4 мм;

Ширина венца шестерни:

= +(2…5)=50+2=52мм,

а т.к. передача раздвоенная, то:

=

=

3.1.4 Значение модуля.

m = = = 3,62мм

принимаем стандартный модуль m =4 мм.

ГОСТ 9563-60

3.1.5 Число зубьев шестерни и колеса.

= = = 18,1

Устанавливаем =18, тогда

= = 18 ;

Принимаем: = 44,

Уточнённое придаточное число = = = 2,44.

3.1.6 Диаметры зубчатых зацеплений.

Делительные диаметры колеса и шестерни:

= = 4

= = 4

Диаметры окружностей впадин:

= = 72 – 2,5

= = 176 – 2,5

Диаметры окружностей выступов:

= = 72 + 2

= = 176+ 2

Уточненное межосевое расстояние:

a = = = 124мм;

3.1.7 Скорость и усилия в зацеплении:

- окружное усилие

= = = = = 2802,5 H;

- распорное усилие

;

= = tg = 2802,5∙0,36 = 1020,1Н;

- скорость в зацеплении

v = = = 0,9 м/с.

По v = 0,9 м/с из таблицы 4,6 [1] – 9-ая степень точности изготовления передачи.

3.1.8 Поправочные коэффициенты находятся по табличным рекомендациям и рисункам

– учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями, а так как передача прямозубая то по [1] стр.110

,

- учитывает распределение нагрузки по длине контактных линий.

Исходя из = 0,5 = 0,5 [ 1 ], рис.4.4 кривая, с учётом шестерни HB

= 1,07 ;

,25 ;

учитывают динамическую нагрузку, возникающую в передаче и в соответствии с таблицами 4.8 и 4.9 [ 1 ]

= 1,06 ;

,11 ;