Проектирование и проверочный расчет редуктора (стр. 4 из 10)
Берем YF = YF1 = 3.61.
KFβ = 1 [1, табл. 20] (
).KFα =
.KFV=1 +
; 
Н/мм,δF = 0.006 [1, табл. 22];
q = 76 [1, табл. 21] – степень точности по нормам плавности.
Н/мм.KFV=1 +
.Y=1-/140=1-29o99’47’’/140=0.79
60 МПа < 157 МПа.Изгибная прочность обеспечена.
2.1.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных нагрузок
Расчетное условие: σHmax < [σ]Hmax.
σH = 369 МПа;
σHmax = σH 
,
Kпер =
2.35 – коэффициент перегрузкиσHmax = 369 
= 566 МПа.
Для стали 45 улучшенной предел текучести σT = 450 МПа [1, табл. 9]
[σ]Hmax = 2.8*σT = 2.8*450 = 1260 МПа.
Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.
2.1.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных нагрузок
Расчетное условие: σFmax < [σ]Fmax, расчет ведем по более слабому звену – шестерне.
σFmax = σF* Kпер =60*2.35 = 141 МПа.
[σ]Fmax = 2.75HB = 2.75*220 = 605 МПа.[1] (у колеса твердость зубьев HB = 220).
Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.
2.2 Проверочный расчет тихоходной передачи
2.2.1 Проверка контактной выносливости зубьев
Расчетное условие: σH < [σ]H.
[σ]H = [σ]H3 = 413 МПа (см. проектировочный расчет).
Расчетная формула контактного напряжения:
.Принимаем
ZH = 1.77 – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.
ZM = 275 – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес.
εα =
- торцевой коэффициент перекрытия.Zε =
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.KHβ = 1.05 [1, табл. 20], KHα = 1.14
KHV=1 +
; 
Н/мм,δH = 0.006 [1, табл. 22];
q = 73 [1, табл. 21] – степень точности по нормам плавности.
Н/мм.KHV=1 +
. 
МПа.σH < [σ]H, контактная выносливость обеспечена.
2.2.2Проверка изгибной выносливости зубьев
Расчетное условие: σF < [σ] F. Выясним, по какому из колес считать, вычислив отношение
для колеса и шестерни.Допускаемое изгибное напряжение:
, где 
- предел выносливости при эквивалентном числе циклов нагружения.Принимаем
YS = 1 – коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений. Для m = 2..5 мм принимается равным 1.
YR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности. Принят 7-й класс чистоты.
YχF = 1 - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса. Для d1 < 500 принимаем равным 1.
KFg = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности – переходная поверхность не шлифуется.
KFd = 1 – деформационного упрочнения переходной поверхности не предусматривается.
KFl = 1 – нагрузка односторонняя.
- коэффициент долговечности [1].Для шестерни
NF0 = 4*106 [1].
NFE3 = NFE2= 246*106.
< 1,принимаем KFL = 1.
SF = SF’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*220 = 395 МПа.
[σ]F3 =
= 180 МПа.Для колеса
NFE4 =
109,8*106 
< 1,принимаем KFL = 1.
SF = SF’ = 2.2 [1, табл. 24] – коэффициент безопасности.
σFlimb0 = 1.8*HB = 1.8*192 = 346 МПа.
[σ]F4 =
=157 МПа.YF3 = 3.8 [1, табл. 4] – коэффициент, зависящий от формы зуба;
YF4 = 3.62 [1, табл. 4].
47,4; 
43,4.Более слабым элементом является колесо. По нему проверим изгибную прочность:
.Берем YF = YF4 = 3.6. KFβ = 1.1 [1, табл. 20] ( 
).
KFα = 1 – для прямозубой передачи.
KFV=1 +
; 
Н/мм,δF = 0.016 [1, табл. 22]; q = 73 [1, табл. 21] – степень точности по нормам плавности.
Н/мм.KFV=1 +
. 
69,5 МПаИзгибная прочность обеспечена.
2.2.3 Проверка на контактную прочность при действии максимальных нагрузок
Расчетное условие: σHmax < [σ]Hmax.
σH = 362 МПа;
σHmax = σH 
,
Kпер = 2,35 – коэффициент перегрузки (см. проверочный расчет быстроходной передачи).
σHmax = 362 
= 555 МПа.
Для стали 45 улучшенная, отпуск предел текучести σT = 450 МПа [1, табл. 9]
[σ]Hmax = 2.8*σT = 2.8*450 = 1260 МПа.
Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.
2.2.4 Проверка на изгибную прочность при действии максимальных нагрузок
Расчетное условие: σFmax < [σ]Fmax, расчет ведем по более слабому звену – колесу.
σFmax = σF* Kпер =69,5*2,35 = 163 МПа.
[σ]Fmax = 2.75HB = 2.75*192 = 528 МПа.[1] (у колеса твердость зубьев HB = 192).
Расчетное условие выполняется, контактная прочность при действии максимальных нагрузок обеспечена.
2.3 Проверочный расчет цепи
2.3.1 Проверка износостойкости цепи
Ft = 1652 (см. п. 1.5)
МПаКэ = 2 (см. п. 1.2)
P=
МПа[p] = 33,4 МПа
P<=[P]изн – износостойкость цепи обеспечена.
2.3.2 Проверка на число ударов звеньев цепи о зубья звездочек
V = 4Z1n1/60lt = 4*29*151,5/(60*114)=2.57 м/с
[V] = 20 (таблица 8,[1])
V < [V] – проверочное условие выполнено.
2.3.3 Проверка на статическую прочность цепи при максимально возможной нагрузке
S>[S]
Q = 45400 H (таблица 1 прилож.,[1])
Ft = 1652 (см. п. 1.5)
Кпер = 2,35
Fy = 0, т.к. V=1.162 м/c < 10 м/с
[S] = 8 принято
S > [S] - статическая прочность цепи при перегрузках обеспечена.
2.4 Проверка валов
