1.2 Уточнение передаточных чисел привода

После выбора частоты вращения вала электродвигателя n_эл определяют общее передаточное число привода [1, стр. 8]

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

Полученное расчетом общее передаточное число распределяют между отдельными ступенями редуктора:

Принимаем:

U_цил. = 5 – передаточное отношение цилиндрического редуктора;

U_цепн. = 1,5 – передаточное число цепной передачи.

Выбрано из рекомендуемых значений передаточных чисел по СТ СЭВ 221-75.

Проверим выбранные значения по условию:

Условие выполняется.

1.3 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

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

Частота вращения электродвигателя, а также быстроходного вала цилиндрической передачи n₁ рассчитывается по формуле:

n₁ = n_эл. = 750 мин^-1

Частота вращения тихоходного вала n₂ рассчитывается по формуле:

мин^-1

Частота вращения ведомой звездочки n₃ рассчитывается по формуле:

мин^-1

Момент на валу электродвигателя Т_эл.дв рассчитывается по формуле:

(Н∙м);

Момент на быстроходном валу Т₁ рассчитывается по формуле:

(Н∙м);

Момент на тихоходном валу Т₂ рассчитывается по формуле:

(Н∙м);

Момент на выходе редуктора Т₃ рассчитывается по формуле:

(Н∙м);

Сводная таблица с данными необходимыми для расчета редуктора

Uцил.	n1, мин-1	T1, Н∙м	n2, мин-1	T2, Н∙м
5	750	135,27	150	649,5

Примечание: расчетные данные могут иметь погрешность до 3% из-за округлений в расчетах.

2. Расчет цилиндрической передачи

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и материалы для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки (табл. 1). [1, стр.11]

Шестерня:

Материал - Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни - улучшение и закалка ТВЧ.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 125 мм, S_пр = 80 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 302 HB, на поверхности до 50 HRC_э.

Предельное напряжение σ_T = 750 МПа.

Колесо:

Материал - Сталь 40Х. Назначаем термическую обработку шестерни - улучшение.

Предельные размеры заготовки: D_пр = 200 мм, S_пр = 125 мм.

Твердость зубьев: в сердцевине до 262 HB, на поверхности до 262 HB.

Предельное напряжение σ_T = 640 МПа.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения [σ]_H1 для шестерни и [σ]_H2 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:

Предел контактной выносливости [σ]_Hlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев [1, стр. 12]

Для выбранной марки стали и ТО шестерни:

[σ]_{Hlim 1} = 17∙HRC_{э ср} + 200 = 17∙48 + 200 = 1016 МПа.

Для выбранной марки стали и ТО колеса:

[σ]_{Hlim 2} = 2∙HB_ср + 70 = 2∙246 + 70 = 562 МПа.

Минимальные значения коэффициента запаса прочности:

для зубчатых колес с однородной структурой материала: S_H = 1,1;

для зубчатых колес с поверхностным упрочнением: S_H = 1,2.

Для выбранной ТО шестерни принимаем: S_{H 1} = 1,2.

Для выбранной ТО колеса принимаем: S_{H 2} = 1,1.

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса:

при условии

Число N_HG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев [1, стр. 13]:

Твердость в единицах HRC переводят в единицы HB

Переведенная средняя твердость поверхности зубьев для выбранного материала шестерни равна 451 HB.

N_{HG 1} = 30∙451^2,4 = 70405590

Для колеса

N_{HG 2} = 30∙246^2,4 = 16464600

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

N_k = 60∙n∙n_з∙L_h,

где n_з - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым). [1, стр. 13]

В общем случае суммарное время L_h (в ч) работы передачи вычисляют по формуле

L_h = L∙365∙K_год∙24∙K_сут,

где L - число лет работы; K_год. - коэффициент годового использования передачи; K_сут. - коэффициент суточного использования передачи.

Число зацеплений n_з и для колеса и для шестерни равно 1.

L_h = 8 ∙ 365 ∙ 0,85 ∙ 24 ∙ 0,67 = 39910,56 ч.

Для шестерни:

N_{k ш} = 60 ∙ 712 ∙ 1 ∙ 39910,56 = 1741736748,96.

Т.к. N_{k ш} > N_HG, то принимаем N_{k ш} = N_HG = 70405590 [1, стр. 13]

Z_{N ш} = 1

Для колеса:

N_{k кол} = 60 ∙ 100 ∙ 1 ∙ 39910.56 = 466953552.

Т.к. N_{k кол} > N_HG, то принимаем N_{k кол} = N_HG = 16464600 [1, стр. 13]

Z_{N кол} = 1

Коэффициент Z_R, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимают для зубчатого колеса пары с более грубой поверхностью в зависимости от параметра Ra шероховатости (Z_R = 1 - 0,9). Большие значения соответствуют шлифованным и полированным поверхностям (Ra = 0,63 ... 1,25 мкм).

Принимаем Z_R как для шестерни так и для колеса равным 0,9.

Коэффициент Z_V учитывает влияние окружной скорости V ( Z_V = 1...1,15).

Меньшие значения соответствуют твердым передачам, работающим при малых окружных скоростях (V до 5 м/с).

Принимаем Z_V как для шестерни так и для колеса равным 1,05 - как удовлетворяющее в большинстве случаев.

Для шестерни:

МПа.

Для колеса:

МПа.

Допускаемое напряжение [σ]_H для цилиндрических и конических передач с прямыми зубьями равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни [σ]_H1 и колеса [σ]_H2. [1, стр. 14]

Принимаем минимальное допускаемое напряжение

[σ]_H = 482,81 МПа.