7. Анализ результатов расчета

7.1. Оценка прочности передач

7.1.1. При расчете закрытых зубчатых передач малой и средней твердости (H  56 HRC_Э) и червячных передач, как правило, лимитирующими прочность являются контактные напряжения _Н.

Отклонение расчетных напряжений от допускаемых определяют по формуле :

_Н = 100 (_НР - _Н) / _НР %. (7.1)

Если расчетные значения _Н  _НР в пределах до 20 % или _Н  _НР в пределах до 5 % , то принятые параметры передачи считают окончательными. В противном случае необходим пересчет напряжений для измененных параметров.

При _Н  _НР (более 5 %) для уменьшения _Н зубчатой передачи могут быть предложены следующие мероприятия:

а) использование любых приемлемых возможностей для снижения коэффициентов расчетной нагрузки К_Н, К_Н, К_НV ;

б) увеличение рабочей ширины зубчатого венца b_W ;

в) увеличение межосевого расстояния a_W (тем самым увеличивается d₁ и уменьшается F_t ;

г) усиление механических свойств материалов за счет изменения марки стали (при необходимости), термо- и химико-термической обработки ;

д) уменьшение передаточного числа u ступени за счет изменения u_ред в кинематическом расчете.

7.1.2. При расчете закрытых высокотвердых (Н  56 HRC_Э) и открытых зубчатых передач лимитирующими прочность могут оказаться изгибные напряжения _F. В этом случае все сказанное о соотношениях _Н и _НР , а также предложенные мероприятия по снижению _Н остаются справедливыми для _F и _FР . В мероприятия для уменьшения _F следует добавить увеличение модуля m и введение высотной коррекции зубьев ( х₁ = - х₂ ) .

7.2. Конструктивные ограничения

После удовлетворения условиям прочности следует дать оценку возможности конструктивного исполнения расчетных параметров.

7.2.1. Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости, диаметры окружностей шестерен быстроходных ступеней должны быть [5, c.38] равны:

- для цилиндрической передачи

d_f1  1,25 d_Б ; (7.2)

- для конической передачи

d_m1  1,35 d_Б , (7.3)

где d_Б  КТ_Б^1/3 – (7.4)

диаметр входного конца быстроходного вала , мм;

К = 7 – для цилиндрических передач ;

К = 8 – для конических передач ;

Т_Б – вращающий момент на быстроходном валу, Нм.

Диаметр промежуточного вала [5, c.42] :

d_П  (6…7)Т_П^1/3 , (7.5)

где Т_П – момент на промежуточном валу, Нм.

Условие прочности по диаметру окружности впадин шестерни тихоходной ступени :

d_f1Т  d_П . (7.6)

Диаметр тихоходного вала :

d_Т  (5…6)Т_Т^1/3 ., (7.7)

где Т_Т – момент на тихоходном валу, Нм.

7.2.2. В пределах межосевого расстояния ступени a_W (рис.7.1) должно быть обеспечено размещение в корпусе редуктора подшипников двух соседних валов с наружными диаметрами D_П1 и D_П2, а между подшипниками (как минимум, тихоходной ступени) в случае разъема корпуса по осям валов должен быть размещен болт крепления крышки и корпуса редуктора.

Величина размера S стенки (рис.7.1) между отверстиями DП и d0 (в крышке редуктора под стержень болта) должна быть не менее 3…5 мм. Диаметр болтов крепления крыш-ки редуктора к корпусу [5, c.264]: d = 1,25 ТТ1/3  10 мм (7.8) Диаметр отверстия d0 [5, c.266] под болт: d, мм ….. 10 12 16 20 d0, мм … 11 14 18 22 . Таким образом, условие компоновки имеет вид :

Рис.7.1. Условие компоновки ступени по aW

S = 0,5 [a_W – d₀ – 0,5 (D_П1 + D_П2)]  3…5 мм . (7.9)

7.2.3. Проверка условия компоновки быстроходной ступени редукторов Ц2 и КЦ в пределах a_WТ (тихоходной ступени) заключается в обеспечении зазора с (рис.7.1) между окружностью вершин d_a2 (для конического колеса d_aе2) колеса быстроходной ступени и диаметром тихоходного вала d_в2 = d_Т :

с = a_WТ – 0,5 (d_a2 (или d_ae2) + d_Т)  3 мм . (7.10)