U1=
=1.56; U2= =1.74;U3=
=3.05; U4= =5.30;U5=
=5.85;Следовательно, Uред = U1×U2×U3×U4×U5
Uред = 1.56×1.74×3.05×5.30×5.85=256.688
2.4.2. Относительная погрешность определяется по формуле:
,где Uред – истинное значение передаточного числа редуктора;
Uр – приближённое передаточное число редуктора
не должно превышать допустимого значения ±2% - 0.177%Такой процент погрешности удовлетворяет заданной точности:
|-0.177|% < 2%
2.5. Расчёт угловых скоростей вращения валов редуктора.
Угловая частота вращения вала ( в об/с )двигателя определяется по формуле:
где
– угловая частота вращения вала двигателя, – угловая частота вращения последующих валов;2.6. Расчёт крутящих моментов валов производиться по формуле:
где W1- мощность на валу двигателя (в Вт);
Wi – мощность последующих валов (в Вт);
Ti – крутящий момент на валу (в Нмм);
h- к.п.д. ступени h = 0.97
W1=4.5;
W11=4.5×0.97=4.365;
W111=4.365×0.97=4.23;
W1v=4.23×0.97=4.11;
Wv=4.11×0.97=3.98;
Wv1=3.98×0.97=3.86;
2.7. Расчёт диаметров валов и подбор подшипников.
2.7.1. Примерный расчёт диаметров валов.
Диаметр вала под подшипник определяется по формуле (см.[2]):
;Диаметр вала под зубчатое колесо/шестерню принимается равным:
;dII=4×0.4=1.6;DII=1.6×1.6=2.56;
dIII=4×0.5=2.0;DIII=2.0×1.6=3.2;
dIV=4×0.5=2.0;DIV=2.0×1.6=3.2;
dV=4×0.6=2.4;DV=2.4×1.6=3.84;
dVI=4×0.6=2.4;DVI=2.4×1.6=3.84;
2.7.2. Подбор действительных размеров валов в соответствии с размерами подшипников:
В таблице №1 приведены сведения о подшипниках сверхлёгкой стали:
№ п/п | Условное обозначение | Внутренний диаметр подшипника, d, мм | Внешний диаметр подшипника, D, мм | Ширина, B, мм |
1 | 1000091 | 1.0 | 4.0 | 1.6 |
2 | 1000092 | 2.0 | 6.0 | 2.3 |
3 | 1000093 | 3.0 | 8.0 | 3.0 |
4 | 1000094 | 4.0 | 11.0 | 4.0 |
таблица №1 ”Подшипники”
В соответствии с таблицей №1 принимаем следующие значения для валов:
№ п/п | 1 | 2 | 3 | 4 | 5 |
Условное обозначение подшипника | 1000091 | 1000092 | 1000094 | 1000093 | 1000094 |
Внутренний диаметр подшипника, d, мм | 1.0 | 2.0 | 4.0[1] | 3.0 | 4.0 |
Внешний диаметр подшипника, D, мм | 4.0 | 6.0 | 11.0 | 8.0 | 11.0 |
Ширина, B, мм | 1.6 | 2.3 | 4.0 | 3.0 | 4.0 |
Диаметр вала, di, мм | 1.0 | 2.0 | 4.0 | 3.0 | 4.0 |
Диаметр вала, Di, мм | 1.6 | 3.2 | 6.4 | 4.8 | 6.4 |
2.7.3. В соответствии с толщиной большего подшипника (№4) выбираем толщину пластин редуктора:
подшипник №4(1000094): B = 4.0 (мм);
Принимаем толщину пластин редуктора равной В¢ = 4.5 (мм).
3. Проверочный силовой расчёт выходной зубчатой передачи.
Сделаем проверочный силовой расчёт на выносливость выходной зубчатой передачи по изгибной усталости.
Условие прочности:
, (3.1)где
- напряжение при изгибе;[
] - предельно допустимое напряжение при изгибе, определяемое по формуле:для колеса:
(3.2.1),для шестерни:
(3.2.2);где sT- предел текучести материала (в Н/мм2);
sB - предел прочности материала (в Н/мм2);
s-1 – предел выносливости материала, определяемый по формуле:
, (3.2.3)Sn - запас прочности;
kFC = 0.8 - коэффициент, учитывающий влияние реверсивности передачи;
m - модуль зубчатого колеса;
YF - коэффициент, учитывающий влияние формы зуба;
WFt -
удельная, нагрузка по ширине зуба, определяемая по формуле: (3.3)где T – крутящий момент, действующий на зубчатое колесо;
kF - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки;
, (3.4)где
- коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий влияние неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба; - коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки;bw -рабочая ширина венца зубчатой передачи;
dw=d -диаметр делительной окружности зубчатого колеса.
1). Проведём расчёт на выносливость колеса.
Материал колеса:Бр. ОЦ 4-3т
Мпа; Мпа;По формуле (3.2.1) определяем :
По [3]:
=1; =1.02;По формуле (3.4) определяем
: =1×1.02×1.089=1.11По формуле (3.3) определяем
: ;По [3]:
для z = 117;По формуле (3.1) определяем
:133.56 < 139.2 т.е.
< ;