5.Силовой расчет

Для угловой скорости выходного вала =0.05 1/с

Мы знаем, что М_вых=1400 Нмм.

Пусть – КПД подшипников шариковых радиальных однорядовых т.к. они самые дешевые и осевых нагрузок практически нет, – КПД цилиндрической передачи. Инерционность не учитываем.

Крутящие моменты, действующие на каждом валу из соотношения приведения моментов:

– искомый момент на ведущем звене;

- известный момент на ведомом звене;

– передаточное отношение передачи;

– КПД передачи ( );

– КПД подшипников, в которых установлен ведущий вал ( ).

Расчет ведем от выходного звена.

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

(Н*мм)

6.Проверка выбора двигателя

Проверим правильность выбора двигателя. Принимаем, что двигатель выбран верно, если:

М_ном>М_спр

М_ном=5.3 Н*мм

Следовательно, двигатель подходит.

7.Определение модуля передач Выбор материалов элементов передач

Определение модуля зацепления связано с расчётом колёс на прочность (изгибную и контактную). Проектным расчётом будет расчёт зубьев на изгибную прочность, а проверочным – на контактную. Для проведения этих расчётов необходимо выбрать материалы. Материал выбирают с учётом назначения передачи, характера действующей нагрузки, условий эксплуатации (окружной скорости, состояния среды), массы, габаритов и стоимости.

У шестерён материал должен быть прочнее, согласно этому выберем материалы Сталь 45 и Сталь 40Х соответственно для колёс и шестерён:

Шестерни: сталь 40Х ГОСТ 4543-71

Термообработка: объемная закалка (должны быть прочнее), цементация

 = 7,82 г/см³

=1000 МПа– предел прочности

=780 МПа – предел текучести

Е=220000 Па

HRC = 25…30

Колеса: сталь 45х гост 1050-88

Термообработка: поверхностная закалка

 = 7,85 г/см³

=580 МПа– предел прочности

=360 МПа– предел текучести

HRC = 23…28

Расчет допускаемых напряжений

– предел выносливости на изгибе;

– коэффициент, учитывающий цикл нагружения колеса;

– коэффициент долговечности;

– коэффициент запаса прочности (т.к. условия работы обычные, то ).

Выбираем .

– число циклов нагружения

, где

– частота вращения зубчатого колеса;

– число колес, находящихся одновременно в зацеплении с рассчитываемым, ;

– срок службы передачи(1000ч)

К_FL= , где m=6 для НВ<350

N_H=60·4500·1·1500=270*10⁶

N_H1= N_H/i_1-2=270*10⁶/3.16=85.4*10⁶

N_H2= N_H1/i_3-4=27*10⁶

N_H3= N_H2/i_5-6=8.55*10⁶

N_H4= N_H3/i_7-8=2.7*10⁶

N_H5= N_H4/i_9-10=0.85*10⁶

N_H6= N_H5/i_11-12=0.26*10⁶

N_H7= N_H6/i_13-14=0.087*10⁶

К_HL1= К_HL2 = 1; так как N_Hi>10*10⁶.

К_HL3= 1.778

К_HL4=2.153

К_HL5= 2.609

К_HL6=3.16

К_HL7=3.828

И у шестерен, и у колес .

Шестерня [σ_f]= 253 МПа

Колесо [σ_f]= 167 МПа

– предел контактной выносливости поверхности зубьев;

;

;

– коэффициент шероховатости сопряженных поверхностей, ;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость колеса, ;

– коэффициент безопасности, ;

– коэффициент долговечности

Следовательно, допускаемое контактное напряжение .

Допускаемое напряжение изгиба .