3. Кинематический расчет

Передаточное число привода:

(6.3)

Из стандартного ряда принимаем

Передаточное число тихоходной передачи [19,с.7]:

(6.4)

Принимаем стандартное значением и = 5

Передаточное число быстроходной передачи [1,с.7]:

и_Б= (6.5)

Принимаем и_Б = 8

Передаточное число редуктора

Определение вращающих моментов и частот вращения валов

Момент на тихоходном валу, [19, с. 8]

; (6.6)

где - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов соответственно.

(6.7)

Момент на быстроходном валу [19, с.8]:

(6.8)

Результаты расчетов сводим в таблицу 6.1

Таблица 6.1 Результаты расчётов

N=об/мин
Н м
Рад/с

Основываясь на полученных результатах, выбираем стандартный двухступенчатый редуктор 1Ц2У-200 с номинальным крутящим моментом на тихоходном валу Нм и передаточным отношением

6.4 Расчет зубчатычатой цилиндритческой передачи

Выбор твердости, термической обработки, материал колес

При требуемой твердости колес НВ < 350, учитывая также возможный большой диаметр, заготовки колес выбираем по таблице 2.1 [19, с.8]. Для всех колес редуктора материал - сталь марки 40ХН.

Термическая обработка колес - улучшение , твердость HR = 48…53,

=750МПа.

Термическая обработка шестерен - улучшение и закалка, твердость HRC = 48.. .53,

= 750 МПа.

Средняя твердость колес: HRC = =50,5 .

Средняя твердость шестерен: HRC = = 50,5 .

6.4.1Определение допускаемых напряжений

Д ля быстроходной передачи:

• Допускаемое контактное напряжение на контактную выносливость:

(6.10)

где -коэффициент долговечности;

- предел контактной выносливости при нулевом цикле, табл. 8.9 [20, с.147];

S_H = 1,1 - коэффициент безопасности при термической обработке - улучшение,

[20, с. 146];

=14HRC + 170 ; (6.11)

; (6.12)

где -число циклов перемены напряжзений. Принимаем по [Шб, табл.3.3]

действительное число циклов перемены напряжений.

= 573 ; (6.13)

где - угловая скорость, рад/с.

-время работы передачи. Принимаем по [Шб, с.39]

принимаем =1.

• Допускаемое напряжение изгиба:

, (6.14)

где -1 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки - при односторонней нагрузке [20, с. 151];

-1,0- коэффициент безопасности, табл. 8.9 [20, с. 147];

=370МПа - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба [20, с. 147];

- коэффициент долговечности, [20, с. 151].

; (6.15)

Д ля тихоходной передачи:

по формуле (2.2):

.

Определяем по формуле (2.4) и по формуле (2.3) :

принимаем =1.

• Допускаемое контактное напряжение на контактную выносливость по формуле (6.10):

.

по формуле (6.15)

• Допустимое напряжение изгиба по формуле (6.14):

Так как разность твердости шестерни и колеса незначительна, то допускаемое напряжение для быстроходной ступени определяется следующим образом: [20 с. 145]

= min( , ) (6.17)

= min(797,3;797,3) = 797,3 МПа

Допускаемые напряжения тихоходной передачи определяются :

= min(215;100) = 100 МПа.