1.3.3. Вращающие моменты:

1. вал электродвигателя: Т_Э= 9554Р_Э.Т /n_Э = 95548,74/1447 = 57,71 Нм,

2. быстроходный вал редуктора: т_б = Т_Э_М.Б. = 57,71 ∙0,99 = 57,13 Нм;

3. промежуточный вал редуктора: Т_П = Т_Б_Ц.Б.u_Б = 57,13 ∙0,97∙5,6 = 310,33 Н∙м;

4. тихоходный вал редуктора: Т_Т = Т_П_Ц.Т.u_Т = 310,33 ∙0,97∙4,5 = 1354,59 Н∙м;

5. вал машины (приводной): Т_В = Т_Т_ЗУБ_ОП∙u_ЗУБ = 1354,59 ∙0,93∙0,99∙2 = 2382,1 Н∙м.

Результаты расчета n, Р, Т заносим в таблицу:

Вал привода	n , мин-1	Р, кВт	Т, Нм
Вал двигателя	1447	8,74	57,71
Быстроходный вал	1447	8,65	57,13
Промежуточный вал	258,39	8,39	310,33
Тихоходный вал	57,42	8,14	1354,59
Вал машины	30,06	7,49	2382,1

2. Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность.

Исходные данные

Параметр	Тихоходная передача редуктора
1. Кинематические и силовые параметры а) передаточное число u ; б) частота вращения шестерни n1, мин-1; в) вращающий момент шестерни T1, Нм; г) вращающий момент тихоходного вала TT, Нм	u = 4,5 n1 = 258,39 Т1 = 310,33 ТТ = 1354,39
2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) расположение колес относительно опор	прямозубая симметричное
3. Требуемая долговечность Lh , ч	Lh = L365KГ 24KC = 73650,3240,7 = 12877,2
4. Режим нагружения:	a1=1; b1=0,25; a2=0,5; b2=0,4; a3=0,2; b3=0,35.

2.2. Проектировочный расчет.

2.2.1. Выбор материала и твердости колес.

Расчет выполняем для прямозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом T_T = 1354,39Нм. В соответствии с рекомендациями для прямозубой передачи и вращающем моменте T_T > 1000 Нм выбираем вариант № 12 материала колес передачи.

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная
Шестерня	40ХН	Закалка ТВЧ	Н1 = 48 HRC	750
Колесо	40ХН	Закалка ТВЧ	H2 = 48 HRC	750

2.2.2. Ориентировочное значение межосевого расстояния.

Степень точности передачи

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния :

a'_W = K(u + 1) = 6(4,5 + 1) = 135,3 мм,

где значение коэффициента К = 6 выбираем по таблице.

2. Определяем окружную скорость передачи:

V = 2a_Wn₁ = 23,14135,3258,39 = 0,664 м/с.

610⁴(u + 1) 610⁴(4,5 + 1)

Ориентируясь на передачи для общего машиностроение, принимаем степень точности n_СТ = 8.

2.2.3. Допускаемые напряжения.

2.2.3.1. Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

_Hℓim1 = 17H_HRC + 200 = 1748 + 200 = 1016 МПа,

2. Коэффициенты запаса прочности : S_H1 = 1,2, S_H2 = 1,2

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем :

а) по таблице базовое число циклов напряжений:

N_HG1 = 7,3810⁷ циклов; N_HG2 = 7,3810⁷ циклов;

б) действительное число циклов нагружения на заданный ресурс

N_E1 = 60n₁L_h = 60258,3912877,2 = 19,9610⁷,

N_E2 = N_E1/u = 19,9610⁷/4,5 = 4,4410⁷,

Коэффициенты долговечности

Z_N1 = = = 0,85, принимаем Z_N1 = 1,

Z_N2 = = = 1, принимаем Z_N2 = 1

Условие выполняется: Z_N1  1; Z_N2  1.

4. Коэффициенты шероховатости : Z_R1 = Z_R2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости : Z_V1 = 1, Z_V2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[]_H1 = _Hℓim1Z_N1Z_R1Z_V1/S_H1 = 101610,951/1,2 = 804,33 МПа ,

Для расчета прямозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение

[]_H = 804,33 МПа

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе :

_Fℓim1 = 600,00 МПа ,

2. Коэффициенты запаса прочности : S_F1 = 1,7; S_F2 = 1,7.

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени кривой усталости: q₁ = 9; q₂ = 9;

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

N_FE1 = N_E1 =19,9610⁷ , N_FE2 = N_E2 = 4,4410⁷

Коэффициенты долговечности: Y_N1 = = = 0,65,

принимаем Y_N1 = 1,

Y_N2 = = = 0,76, принимаем Y_N2 = 1.

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем Y_R1 = Y_R2 = 1 (полагаем, что R_Z < 40 мкм).

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения, принимаем YA = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[]_F1 = _Fℓim1Y_NY_RY_A/S_F1 = 600,001,011/1,7 = 352,9 МПа,

2.2.4. Межосевое расстояние передачи.

a_W = 410(u + 1) ;

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: _ba = 0,315

_bd = 0,5_bа(u + 1) = 0,50,315(4,5 + 1) = 0,866

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем K_A = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: K_HV = 1,020.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы: K_H = 1,04 (значение получаем интерполированием для менее твердого колеса при _bd = 0,866 и симметрично расположенной шестерни тихоходной передачи).

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: K_H = 0,63.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

K_H = 1 + (K_H - 1)K_H = 1 + (1,04 - 1)0,63 = 1,252

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

K_H = 1 + 0,15(n_CT – 5) = 1 + 0,15(8 – 5) = 1,45

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки:

K_H = 1 + (K_H - 1)K_H = 1 + (1,45 - 1) 0,26 = 1,117

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

K_H = K_AK_HVK_HK_H = 11,0201,2521,117 = 1,4264

Межосевое расстояние:

a_W = 410(4,5 + 1) = 176,89 мм.

Принимаем стандартное межосевое расстояние a_W = 180 мм

2.2.5. Модуль передачи.

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса b₂ = _baa_W = 0,315180 = 56,7 мм, принимаем b₂ = 56 мм.

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки K_A = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения K_FV = 1,007.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

K_F = 0,18 + 0,82K_H = 0,18 + 0,821,04 = 1,033

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: K_F = K_H = 1,45,

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности :

K_F = K_AK_FK_FVK_F = 11,0331,0071,45 = 1,509

Минимальное значение модуля :

m = K_mK_FT₁(u + 1) = 2,810³1,509310,33(4,5 + 1) = 2,027 мм

a_Wb₂[]_F 18056352,9

где []_F = []_F2 – минимальное допускаемое напряжение изгиба.

Определяем интервал значений модуля по условию:

m = (0,01…0,02)а_W = (0,01…0,02)180 = 1,80…3,60 мм, принимаем стандартный модуль m = 3 мм.