1.2 Определение передаточных чисел привода

После окончательного выбора частоты вращения двигателя определим общее передаточное число привода:

Определим передаточное число редуктора:

Определим передаточные числа ступеней редуктора, для этого воспользуемся соотношениями, приведенными в справочной таблице /1, таблица 1.3/

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим частоты вращения и вращающие моменты на валах передачи.

Определим частоты вращения валов.

Тогда частота вала колеса тихоходной ступени

об/мин.

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого редуктора)

об \мин .

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени /1, с.9/

об\мин.

Вращающий момент на приводном валу /1, с.9/определим, как

Момент на валу колеса тихоходной степени редуктора

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

.

Момент на валу шестерни быстроходной ступени

.

2 Расчет зубчатой передачи

Исходные данные:

• Т_1Т =313 (Н^.м) – вращающий момент на шестерне;

• n_1Б=992 (мин^-1) – частота вращения шестерни;

• u=3,0 – передаточное число;

• 

где L – число лет работы;

Кгод – коэффициент годового использования передачи;

Ксут – коэффициент суточного использования передачи.

2.1 Выбор материала и твердости колес

Поскольку к проектируемому редуктору не предъявляется особых требований, то в качестве материала для изготовления колес и шестерней примем одну из дешевых марок сталей типа 40Х с термической обработкой (т.о.) по варианту II /1, с. 12/:

• т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 50 HRC;

• т.о. шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, твердость поверхности 49 HRC.

Таблица 1 – Данные выбора твердости

	Твердость		Т, МПа	Размеры, мм
	сердцевины НВ	поверхности		Dпред	Sпред
Колесо	260	50 НRC	750	200	125
Шестерня	285	50 НRC	750	125	80

2.2 Допускаемые напряжения

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения []_Н1 для шестерни и []_Н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости /1 ,стр.12/:

.

Для шестерни:

По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:

.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности для шестерни с поверхностным упрочнением S_H=1,2.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса:

при условии ,

где μ_H – коэффициент эквивалентности.

Для материалов с поверхностным упрочнением принимаем Z_Nmax=1,8.

Число N_HG циклов, соответствующие перелому кривой усталости,

определяют по средней твердости поверхности зубьев:

;

;

.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

,

где n₃ – число входящих в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Для длительно работающих быстроходных передач Nk NHG и, следовательно, Z_N =1 /1,стр.13/

Z_R=(0,9…1) принимаем Z_R=1 ,

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

Z_υ=(1…1,15) принимаем Z_υ=1,

где Z_υ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

Для колеса:

По /1, таблица 2.2/ вычисляем по эмпирической формуле:

.

Минимальное значение коэффициента запаса прочности для колес с однородной структурой материала (улучшенных, объемно–закаленных) S_H=1,2.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса:

при условии ,

Число N_HG циклов, соответствующие перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхности зубьев:

;

;

.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин^-1, и времени работы L_h, час:

,

где n₃ – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот.

Для длительно работающих быстроходных передач Nk NHG и, следовательно, Z_N =1 /1,стр.13/

Z_R=(0,9…1) принимаем Z_R=1 ,

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

принимаем Zv=1,

где Z_υ – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.