1.4 Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости [7, с. 42] или [3, с. 19], мм:

где K – расчетный коэффициент,

Т – момент на валу, Нм (таблица 1.5)

Таблица 1.11 – Диаметры валов редуктора

Вариант двигателя №1
Вал	К	Т, Нм	d’, мм	d, мм
быстроходный (входной)	7	40,9	24,12	32
промежуточный	6÷7	222,2	36,34÷42,39	42
тихоходный (выходной)	5÷6	970,5	49,38÷59,40	60

1.5 Предварительный расчет открытой конической передачи

Коэффициент приведения заданного переменного режима к эквивалентному постоянному:

μ=∑(Т_i /T_max)^m(L_hi /L_h),

где m - показатель степени отношения моментов: т_Н=q_H /2; m_F=q_F,

q – показатель степени кривой усталости,

Для кой передачи :

q_H = 6; m_H = 3 ;

q_F = m_F = 6 – зубья с однородной структурой материала, включая закаленные ТВЧ со сквозной закалкой и со шлифованной переходной поверхностью независимо от твердости и термообработки При расчете по контактным напряжениям σ_Н:

μ_Н1= μ_Н2= μ_Н=1³0,3+0,8³0,4+0,6³0,2+0,4³0,1=0,554

При расчете по напряжениям изгиба σ_F:

μ_F1= μ_F2= μ_F=1⁶0,3+0,8⁶0,4+0,6⁶0,2+0,4⁶0,1=0,415

Судя по величинам μ_Н, μ_F заданный режим работы наиболее приближается к тяжелому.

Требуемая долговечность передачи в часах.

L_h=36524k_Г k_С h=365240,30,34=3153 ч,

Где k_Г =0,3 – коэффициент годового использования;

k_С =0,3 - коэффициент суточного использования;

h= 4 - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы

N_∑ =60 ncL_h,

Где п – частота вращения зубчатого колеса, мин^-1;

с – число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: с=1

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

N_E=μ N_∑ (N_HE= μ_Н N_∑ ; N_FE= μ_F N_∑ )

Базовое число циклов перемены напряжения:

Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] :

– по контактным напряжениям N_Hlim = 30 H_m^2,4  12010⁶ ,

где H_m – средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

– по изгибным напряжениям : N_Flim = 410⁶.

Результаты расчета N_, N_HE, N_FE, N_Hlim, представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.12 – Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо		n, мин-1	Число циклов N в миллионах
			N∑	NHE	NHLim	Сравнение NHE c NHLim	NFE	Сравнение
								NFE c NFLim
ОЗКП	Z1	56,7	10,7	5,93	81,6	NHE <NHLim	4,44	NFE >NFLim
	Z2	10,0	1,9	1,05	23,4	NHE <NHLim	0,78	NFE <NFLim

1.5.1 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение _HP [2, с. 10], МПа:

(3.1)

где _HP1 и _HP2 – допускаемые напряжения в зубьях шестерни и колеса соответственно

_HPmin – наименьшее из _HP1 и _HP2

Согласно [2, с. 9]:

где _Hlimb – базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, с. 9]:

- для шестерен z₁ (закалка ТВЧ)

МПа

- для колес z₂ (улучшение)

МПа

Z_Ni – коэффициент долговечности [2, с. 10] в зависимости от отношения N_Hlim/N_HE;

при N_HE  N_Hlim Z_N = (N_Hlim / N_HE)^{1/ 6}

S_Hi – коэффициент запаса прочности [2, с. 10]:

для z₁ S_H1=1,2; для z₂ S_H2=1,1; произведение Z_RZ_VZ_LZ_X=0,9.( Расчеты представлены в таблице 1.13.)

Таблица 1.13 – Допускаемые контактные напряжения _HP, МПа

Ступень, зубчатое колесо		NHlim/NHE	ZN	HРi, МПа (1.15)	1,15 HPmin	HP, МПа (1.14)
ОЗКП	Z1	13,760	1,548	1228	926	915
	Z2	22,285	1,677	805

Выбираем первую форму зуба(пропорционально понижающие зубья)-вершины конусов делительного(начального) и впадин сходятся в общей точке О.

Проектировочный расчет конических передач начинаем с определения диаметра внешней делительной окружности колеса из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев:

(3.2)

Коэффициент ширины зубчатого венца по внешнему конусному расстоянию

Kbe = b/Re в проектировочном расчете принимают = 0,285.

(3.3)

где – коэффициент, учитывающий влияние вида конической передачи:

- для круговых зубьев = 1,22+0,21u;

=1,22+0,21∙5,6=2,396 округляем по ГОСТ 12289: =2,5

- для круговых зубьев Кн= 1,1 при твердости < 350HB;

=1640[5000∙5,6∙1,1/2,5∙]=401,88 округляем по ГОСТ 12289:=400мм.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни :

=/u (3.4)

=400/5,6=71,43 мм.

Внешнее конусное расстояние: Re =0,5(+1)/u

Re =0,5∙400∙(+1)/5,6 =203 мм.

Ширина зубчатого венца: b´ = Re (3.5)

для круговых зубьев принимаем b´ = 0,285Re с округлением до целого числа = =b

b´ = 0,285∙203 = 57,9 после округления b =60

Уточняем фактическое значение =b/Re

= 60/203=0,295

Диаметр средней делительной окружности:

= (1-0,5) (3.6)

= 71,43∙(1-0,5∙0,295) = 60,9мм.

= 400∙(1-0,5∙0,295) = 341 мм.

Число зубьев шестерни предварительно определяем по графику:

для круговых зубьев = 10

Действительное число зубьев устанавливается в зависимости от твердости зубьев:

= 1,6при Н1 и Н2 < 350HB, =16

Число зубьев колеса: =u

= 16∙5,6 = 90

Фактическое передаточное число: u = /

u = 90/16 = 5,625

Углы делительных конусов: (с точностью до 10" )

- колеса δ2 =arctg u; (3.7)

- шестерни δ1 =90°- δ2;

δ2 =arctg5,625 =79,919402° =79°55'10"

δ1 =10°4'50"

Внешний окружной модуль

=/(3.8)

=400/90 =4,44 мм.

Средний нормальный модуль

= (1-0,5 )cosβm (3.9)

=4,4∙(1-0,5∙0,295)∙0,9 =3,27мм.

Средняя окружная скорость

=πdn/(6 10) (3.10)

= 3,14∙60,9∙56,7/(6∙10) = 0,18 м/с