1.4.1. Составляем таблицу исходных данных:

№ валов
1
2
3
4

Таблица 1.5.

1.4.2. Точность расчетов проверяем следующим образом.

(1.22)

(1.23)

где: - номинальный вращающий момент на ИМ, Нм;

- частота вращения вала ИМ, об/мин;

- расчетный вращающий момент на четвертом валу, ;

- расчетная частота вращения четвертого вала, об/мин.

Расхождения в скоростях и моментах около 0,003-0,025%, что допустимо.

2. Проектировочный расчет передачи.

2.1. Выбор материала для зубчатых колес первой ступени редуктора.

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованием к габаритам передачи и др.

Основными материалами для конических передач являются термически обрабатываемые стали.

В данном проекте, исходя из изложенных требований для обеспечения сравнительно небольших габаритов и невысокой стоимости передачи, принимаем для изготовления колеса и шестерни Сталь 40ХН с термической обработкой: для колеса и для шестерни - улучшение.

Шестерня: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=285,5.

Твердость поверхности:

_HB=285,5

Колесо: материал - сталь 40ХН. Термообработка - улучшение.

Твердость сердцевины - HB=275,5.

Твердость поверхности:

_{HB =275,5}

2.2. Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения _HP для прямозубой передачи принимаются равными меньшему из допускаемых напряжений шестерни _HP1 и колеса _HP2, полученных расчетом по формуле (2.2). При выполнении условия (2.1):

(2.1) (2.2)

Здесь _{HP lim} - предел контактной выносливости материала, принимаемый по рекомендациям в зависимости от термообработки:

для шестерни: (2.3)

для колеса: (2.4)

S_H - коэффициент запаса прочности, принимаемый по рекомендациям:

для шестерни S_H1=1,1;

для колеса S_H2=1,1.

_{HP min}- наименьшие допускаемые контактные напряжения для - пары шестерня - колесо.

Z_N- коэффициент долговечности.

(2.5)

- базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

(2.6)

где: - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев.

- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

Шестерня:

Колесо:

При постоянной нагрузке на передачу с двумя зубчатыми колесами

(2.7)

ч.

Здесь n - частота вращения шестерни, об/мин;

L_h - ресурс передачи, ч.

Шестерня:

Колесо:

При изменяющейся по ступенчатой циклограмме нагрузка на передачу

(2.8)

Здесь T_i - крутящий момент, соответствующий 1-й ступени циклограммы нагружения

(см. рис 1)

Шестерня:

Колесо:

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев. Значение Z_R, общее для шестерни и колеса, принимают в зависимости от параметра шероховатости более грубой поверхности зуба пары шестерня-колесо.

Z_R = 1. При R_a от 1,25 до 0,63 (шлифовка);

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость.

В проектировочном расчете принимают Z_V =1.

Для шестерни:

Для колеса:

; (МПа)

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем минимальное из допускаемых контактных напряжений шестерни и колеса: (МПа)