Частота вращения и момент на быстроходном валу редуктора:
Частота вращения и момент на промежуточном валу редуктора:
Частота вращения и момент на тихоходном валу редуктора:
Момент на приводном валу:
Для проверки этот вращающий момент можно подсчитать другим способом
2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений
1 пара:
марка ст45
2пара:
марка ст40
Допускаемые контактные напряжения:
Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются:
1пара 2пара
МПа 
МПа
МПа 
МПа
- предел выносливости для углеродистых и легированных
сталей, определяется по таблице [2,стр. 9, таблица 5]
=2НВср+70МПа=641МПА
=2НВср+70МПа=567МПа
=17НRCср+200МПа=1007.5МПА
=2НВср+70МПа=567МПа
Величина Zн – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:
Nнlim – базовое число циклов, определяется в зависимости от средней твердости поверхности зубьев по таблице [2, стр.9, таблица 6]
Nнlima=25млн. Nнlimc=84млн.
Nнlimb=17млн. Nнlimd=17млн.
Величина Nk- расчетное число циклов перемены напряжений за весь срок службы: Nk=60·n·nз·Lh, где n – частота вращения мин-1 , nз- число зацеплений зуба шестерни или колеса за один оборот (nз=1), Lh =15000– ресурс передачи:
Nka=1255.5 млн Nkc=250 млн
Nkb=250 млн Nkd=64.4 млн
Sн – минимальный коэффициент запаса прочности[2,стр.10];
Sнa=1,1 Sнc=1,2(при поверхностной закалки)
Sнb=1,1 Sнd=1,1
1Пара
=0,45(
+
)=0,45(582,7+515,4)=494,145
1,25=1,25
515,4=644,25
2пара
=0,45(+)=0,45(839,6+515,4)=609,76
1,25=1,25
515,4=644,25
2.3 Допускаемые напряжения изгиба[2,стр. 10]:
, где
YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, YA=1(при одностороннем приложении нагрузки)
SF- коэффициент запаса прочности, SF=1,7
YN-коэффициент долговечности (NFlim=4*10^6):
YNа =1, т.к. Nкa>NFlim a
YNb =1, т.к. Nкb>NFlim b
YNc =1, т.к. Nкc>NFlim c
YNd =1, т.к. Nкd>NFlim d
=1,75 НВср=499,625МПа
=1,75 НВср=434,9МПа
=650МПа
=1,75 НВср=434,9МПа
3.Расчёт цилиндрических зубчатых передач
3.1 Зубчатое зацепление [1, стр.16]:
3.1.1 Предварительное значение межосевого расстояния.
,[1] где К - коэффициент, выбираемый
в зависимости от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса, К=10
В скобках будем считать со знаком «+», так как имеем передачу с внешним зацеплением. U – передаточное число.
3.1.2 Окружная скорость
Степень точности – 9
3.1.3 Уточненное межосевое расстояние
, где
Ка=410-для косозубых колёс
Ψba=0,4-коэффициент ширины
КН-коэффициент
нагрузки, при расчете на контактную прочность,
КНν =1,02- коэффициент, учитывающий динамику нагружения
КНβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
нагрузки по длине контактных линий(
-в начальный период работы, зависит от
Ψbd =0,5* Ψba(U+1)
Ψbd б/x=1; Ψbd т/x=0,8 по таблице[1,стр.18, табл.2,7] находим
б/x=1,18 ; т/x=1,07
, KHw б/x=0,35; KHw T/x=0,63
KHw- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.
- коэффициент распределения нагрузки между
зубьями
A=0,25, ст. точности 9
3.1.4 Предварительные основные размеры колеса
Делительный диаметр колеса:
Ширина колеса:
3.1.5 Модуль передачи
Максимально допустимый модуль:
Минимальное значение определяют из условия прочности:
Кm=2800-для
косозубых передач, [
]=255,8МПа
КF-
коэффициент нагрузки, при расчете по напряжениям изгиба,
КFν- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения[1,стр.20].
КFν т/x=1,04 КFν б/x=1,04
- коэффициент, учитывающий
неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого
венца.
- коэффициент, учитывающий влияние
погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
Принимаем, mб=1,5мм
mT=1,5мм
3.1.6 Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев
Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:
Суммарное число зубьев:
Действительное значение угла
наклона зуба:
3.1.7 Число зубьев шестерни и колеса:
- для шестерни
Коэффициент смещения Х=0
- для колеса
3.1.8 Фактическое передаточное число
3.1.9 Диаметры колёс
- шестерни
- колеса внешнего зацепления
3.1.10 Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления
Для шестерни:
, где 
Для колеса:
3.1.11 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям
, где
-для косозубых колёс
Для тихоходной ступени:
принимаем принятыепараметры передачи за
окончательные.
Для быстроходной ступени:
принимаем принятыепараметры передачи за окончательные.
3.1.13 Силы в зацеплении
Окружная сила
;
Радиальная сила
, где α=200,tgα=0,364
Осевая сила
Б/X:
T/X:
3.1.14 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
, где
-
коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, 
коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев,
коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
- в зубьях шестерни
- в зубьях колеса:
YFS=3,6
YFS=3,8
4.Расчёт валов
Диаметр валов определяют по формуле[2,стр.12]:
Быстроходный вал:
Тихоходный вал:
- где Т – крутящий момент на соответствующем
валу в Нм;
Промежуточный вал:
- где Т – крутящий момент на соответствующем
валу в Нм;
5.Подбор подшипников[1,стр.105].
5.1 Выбор подшипников для быстроходного вала:
Исходные данные:
tå =15000 ч; c =1,8*d=1,8*22=39,6 мм;
Ft = 648,48H;
Fa = 46,36 H 
Ма=Fа·d/2=46,36·23,1/2=535,458Н·м
Fr = 242,1 H; ;
a = 29,5 мм;
b = 81 мм;
Вертикальная плоскость:
åMА = 0; 
åMВ = 0; 
Горизонтальная плоскость:
åMа = 0; 
åMВ = 0; 
Определяем общую радиальную нагрузку:
Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые радиальные однорядные №205 ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] для принятых подшипников находим:
Сr = 14,0 кH; С0r = 6,95 кH; D=52мм; d=25мм; B=15; r=1,5;
Kт=1; Kб=1,5;;
Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника.
[1,стр. 104]
Dw=0.32(D-d)=0.32(52-25)=8.64
S=0.15(D-d)=0.15(52-25)=4.05
Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.
Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных)
Определим расчетный ресурс подшипника:
Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 205 ГОСТ 831-75 пригодны.
5.1.1. Эпюра быстроходного вала
Схема сил, действующих на вал
Построение эпюры изгибающих моментов
Момент My в плоскости yoz.
Участок I: MyI = (0…a)∙10-3∙R1y;
MyI = (0…133)∙10-3∙(-46,46) = 0…-6,17 Н∙м.
Участок II: MyII = (a…a+b)∙10-3∙R1y + (0…b)∙10-3∙Fr;
MyII = (133…161)∙10-3∙(-46,46)+(0…28)∙10-3∙(387,305) = -6,17…3,36 Н∙м.
Участок III: MyIII= (a+b…a+b+c) ∙10-3 R1y+(b…b+c) 10-3∙Fr+(0…c) 10-3∙F2y;
MyIII= (161…206) ∙10-3 (-46,46)+(28…73) 10-3∙387,305+(0…45) 10-3∙
·(-340.85)=3,36…3,36 H·м
Момент Mz в плоскости xoz.
Участок I: MxI = (0…a)∙10-3∙R1x;
MxI = (0…133)∙10-3∙(-231,079) = 0…-30,7 Н∙м.
Участок II: MxII = (a…a+b)∙10-3∙R1x + (0…b)∙10-3∙Ft;
MxII = (133…28)∙10-3∙(-231,079) – (0…28)∙10-3∙1032,73 = -30,7…22,44 Н∙м.
Участок III: MxIII = (a+b…a+b+c)∙10-3∙R1+(b…b+c)∙10-3∙Ft+(0…c) ∙10-3∙ R2
MxIII = (161…206)∙10-3∙ (-231,079)+(28…73)∙10-3∙1032,73+(0…45) ∙10-3∙
·(-340,85)=22,4…0 H·м
По эпюре изгибающих моментов определяем два опасных сечения:
Опасное сечение 1 (ОС 1) – участок вала под шестеренкой;
Опасное сечение 2 (ОС 2) – участок вала под подшипником.
5.2 Выбор подшипников для промежуточного вала:
Исходные данные:
tå = 15000 ч;
Ft1 = 1952,46 H a = 29,5 мм;
Fa1 = 133,56 H b = 45 мм;
Fr1 = 722,76 Hc = 36 мм;
Ft2 = 648,48 H;
Fr2 = 242,1 H; Ма2= Fа·d/2=46,36·116,74/2=2706 Н·м
Fa2 = 46,36 H; Ма1= Fа·d/2=133,56·36,6/2=2444,148 Н·м
Вертикальная плоскость:
åMА = 0; 
åMВ = 0; 
Горизонтальная плоскость:
åMа = 0; 
åMВ = 0; 
Определяем общую радиальную нагрузку:
Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые радиальные однорядные №205 ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] для принятых подшипников находим:
Сr = 14 кH; С0r = 6,95 ; D=52
Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается
внутреннее кольцо подшипника. 
[1,стр. 104]
е=0,19
Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.
Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.
