Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:
Расчёт редуктора. Бородин. - копия.doc
Скачиваний:
0
Добавлен:
01.04.2025
Размер:
265.22 Кб
Скачать

2.14. Проверка величины расчетного контактного напряжения

[3]

U - передаточное число ступени редуктора, U=iз.п.=4

А - численный коэффициент, А=270 для шевронных передач;

Т2 - вращающий момент на валу колеса;

kН - коэффициент нагрузки;

- ширина зубчатого венца колеса;

- межосевое расстояние.

н=800 МПа;

Допустимое значение составляет:

[]н=2080 МПа;

Посчитанная величина расчетного напряжения находится в пределах (0,8…1,05)[]H.

2.15.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках

[3]

- расчетное напряжение, полученное ранее в пункте 2.14.

=β*=1,5 (см.рис.1), 2080 МПа (получено ранее в пункте 2.4.).

Проверка условия:

730МПа<2080МПа;

2.16. Проверка зубьев на выносливость при изгибе

[3]

- предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения;

YF – коэффициент формы зуба; YF1=3,60;

Y - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, для непрямозубых колес Y=1-β/140º=0,7857;

kFl – коэффициент нагрузки

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; =0,9;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца =1,4 [3];

- коэффициент динамичности нагрузки, =1,1.

kFl= . . =0,9 .1,4.1,1=1,368;

F=2 .453000 .3,6 .0,7857 .1,368/143,47 ·72 .2,25=152 МПа;

Проверка условия:

152МПа<353МПа;

2.17. Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках

Fmax=FTпик/Tном[]Fпр

Fmax=152 .1,2=182,4 МПа;

= 522 МПа;

Проверка условия:

182,4МПа<522МПа;

2.18. Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи

Наименование параметра

Обозначение и численное значение

1. Вращающий момент на ведомом валу, Н .м

Т2=453

2. Угловые скорости валов, рад/с

1=153

2=38,3

3. Межосевое расстояние, мм

аw=90

4. Модуль, мм: нормальный

mn=2,25

5. Угол наклона зубьев, град

=29º51’0’’

6. Число зубьев: шестерни

колеса

Z1=14

Z2=55

7. Диаметр делительный, мм: шестерни

колеса

d1=36,5

d2=143,5

8. Диаметр вершин, мм: шестерни

колеса

dа1=41

dа2=148

9. Диаметр впадин, мм: шестерни

колеса

df1=25,876

df2=118,125

10. Ширина зубчатого венца, мм: шестерни

колеса

b1=80

b2=72

11. Силы в зацеплении, Н: окружная

радиальная

осевая

F=6461

Fr=2720

Fa=0

Рассчитаем силы в зацеплении:

окружная Ft=6461Н;

радиальная Fr=2720 Н;

осевая для шевронных передач;

Основные параметры зубчатой передачи

3. Предварительный расчет валов

3.1.1. Расчет выходного конца вала шестерни

Диаметр выходного конца вала шестерни рассчитывают из условия прочности на кручение при допускаемом напряжении [τ]=20 МПа:

dв13(16T1 / [ ])=31,205 мм; [4]

Конец вала соединяется с валом электродвигателя муфтой, поэтому следует проверить полученный результат по условию:

dв1=(0,8…1,2)dэд;

Используя [Леликов] определяем dэд=48 мм.

dв1=(0,75…1,2)dэд=(36…57,6)=36 мм;

3.1.2. Расчет диаметра вала шестерни под подшипник

Определим диаметр вала шестерни под подшипник:

dп1=(1,15…1,4)dв1=(41,4…50,4)мм

Связи с тем, что вал шестерня исполнен из сверхпрочной стали, примем dп1=50мм

3.2.1. Диаметр выходного конца ведомого вала

Диаметр выходного конца вала колеса:

dв23(16T2 / [ ])=50,4 мм;

Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем dв2=35мм

3.2.2 Диаметр ведомого вала под подшипник

Определим диаметр ведомого вала под подшипник:

dп2=(1,15…1,4)dв2=(40,25…49)мм;

Связи с тем, что вал выполняется из сверхпрочной стали, примем dп2=35мм

3.2.3 Диаметр ведомого вала под колесо

dk2=50мм

Так как da2/dk2=2,96>2 следовательно зубчатое колесо выполняется отдельно от вала.

Эскизы ведущего и ведомого валов представлены ниже (см.рис.2).

5.Выбор подшипников качения, смазки, схемы установки