5.2. Проектировочный расчет

5.2.1. Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом T_T =1148,39 Нм. В соответствии с рекомендациями табл. 2 и 3 для косозубой передачи и вращающем моменте T_T > 1000 Нм выбираем вариант №7 материала колес передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная
Шестерня	40Х	Закалка ТВЧ	Н1 = 48 HRC	750
Колесо	40Х	Улучшение	H2 = 250 HB	640

5.2.2. Ориентировочное значение межосевого расстояния.

Степень точности передачи

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния определяем по (1):

мм,

где значение коэффициента К=8 выбираем по табл. 4.

2. Окружную скорость передачи определяем по (2):

м/с.

Ориентируясь на общее машиностроение, принимаем степень точности n_СТ=8.

5.2.3. Допускаемые напряжения

5.2.3.1. Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи по табл. 7:

МПа;

МПа.

2. Коэффициенты запаса прочности по табл. 7:

3. Для расчета по (4) коэффициентов долговечности определяем:

а) по табл. 8 базовое число циклов напряжений:

циклов; циклов;

б) действительное число циклов нагружения за заданный ресурс

в) коэффициент режима и номер режима нагружения

по таблице к формуле (7) наиболее близок третий (III) режим, для которого μ_H = 0,18, тогда

Коэффициенты долговечности

Условие (4) выполняется: Z_N1 >1; Z_N2 >1.

4. Коэффициенты шероховатости по табл. 10: Z_R1 = Z_R2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости по табл. 11: Z_V1 = Z_V2 = 1,0.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по (3):

МПа;

МПа.

Для расчета косозубой цилиндрической передачи принимаем по (8б) допускаемое контактное напряжение

МПа.

При этом условие соблюдается:

МПа.

5.2.3.2. Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе по табл. 12:

2. Коэффициенты запаса прочности по табл. 12: S_F1=1,7; S_F2 =1,75.

3. Для расчета по (11) коэффициентов долговечности определяем:

а) по табл. 12 показатели степени кривой усталости: q₁ = 9; q₂ = 6;

б) по (11) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

Коэффициенты долговечности по условию (10) принимаем так как

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем Y_R1=Y_R2=1 (полагаем, что RZ < 40 мкм).

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем YA = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба по (9) для зубьев шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

5.2.4. Межосевое расстояние передачи

Для расчета межосевого расстояния определяем:

1. Коэффициент ширины зубчатого венца по табл. 13:

По формуле (15):

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем KA = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения по табл. 14: K_HV = 1,02.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы по табл. 15: (значение получаем интерполированием для менее твердого колеса при и несимметрично расположенной шестерни тихоходной передачи).

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев по табл. 16: K_H =0,26.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки по (16):

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы по (17):

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки по (18):

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности по (14):

Межосевое расстояние по (13):

182 мм

Принимаем по табл. 17 стандартное межосевое расстояние: =200 мм.