Конструирование редуктора

      Z_N2=

= 0,93  принимаем =1.

      σ_Hlim - предел выносливости зубчатого колеса соответствует базовому циклу нагружения    N_HG.

      При  НВ ≤ 350   σ_Hlim = 2НВ + 70 (МПа):

      шестерня  σ_Hlim1 = 2*270 + 70 = 610 МПа;

      колесо  σ_Hlim2 = 2*260 + 70 = 590 МПа.

      Допускаемые контактные напряжения для передачи:

      [σ]_H1 =

= 483 МПа;

      [σ]_H2 =

= 467 МПа.

Для расчета  передачи в качестве расчетного принимаем  наименьшее из двух   [σ]_H = 467 МПа.

3.3.1 Коэффициент нагрузки для предварительного расчета выбирается из интервала    К_Н = 1,3…1,5.

Рассчитываемая передача одноступенчатая т.е. зуб колеса расположен симметрично относительно опор        К_Н = 1,4. 

      3.3.2 Коэффициент ширины зуба колеса. При симметричном расположении зубьев колес относительно опор:

      ψ_а = 0,4…0,5  принимаем   ψ_а = 0,315.

3.4.1 Поскольку передача закрытая проектный расчет проводиться на усталостную контактную прочность

а_W = K_a * (U+1) ;

К_а = 450 МПа ;

а_W = 450*(2+1)

= 68,5 мм.

      По  стандарту из 1-го ряда принимаем    а_W = 63 мм.

3.5.1 Выбор  нормального модуля. При  НВ<350 рекомендуется m  выбирать из:  m = (0,01…0,02) а_W

m = (0,01…0,02)* 63 = 0,63…1,26

      В первом приближении следует стремиться к выбору минимального модуля. По стандарту  m = 1 мм.

      3.5.2  Числа зубьев:

Z₁ =      где   cosβ = 1;      Z₂ = Z₁*U;

Z₁ = = 42;

Z₂ = 42*2 = 84.

         3.5.3  Делительные диаметры:

d₁ =       d₂ = ;

d₁ = = 42 мм;    d₂ = = 84 мм.

= z₁+z₂   =>  126≈126.

      3.5.4  Диаметры выступов:

d_a1 = d₁ + 2m = 42 + 2*1 = 44 мм;

d_a2 = d₂ + 2m = 84 +2*1 = 86 мм.

      3.5.5  Диаметры впадин:

d_f1 = d₁ – 2,5m = 42 – 2,5*1 = 39,5 мм;

d_f2 = d₂ – 2,5m = 84 – 2,5*1 = 81,5 мм.

      3.5.6  Ширина колеса:

b = = 63*0,315 = 19,8 мм.

      3.5.7  Торцевая степень перекрытия:

ε_α = [1,88 – 3,2 ( )] cosβ;

ε_α = [1,88 – 3,2 ( )] 1 = 1,77.

      3.5.8  Окружная скорость:

V = = = 3,19 м/с.

      По  окружной скорости выбираем степень  точности передачи. Для передач общего назначения при скоростях не > 5м/с выбираем 8-ю степень точности.

3.6.1  Проверочный расчет коэффициента нагрузки:

К_Н = К_Нυ*К_Нβ*К_Нα;

K_F = K_Fυ*K_Fβ*K_Fα.

      К_Нυ; K_Fυ – коэффициент внутренней динамической нагрузки. Для 8-й степени точности при   υ = 3,16 м/с:

К_Нυ = 1,02 + (1,1 – 1,02) = 1,06;

K_Fυ = 1,04 + (1,19 – 1,04) = 1,11.

      К_Нβ; К_Fβ – коэффициенты концентрации нагрузки. Значения выбираем по рис. 10,21 стр. 182. Одноступенчатой передаче соответствует схема 6:

Ψ_bd = = = 0,47;

К_Нβ = 1,02;

      К_Fβ – принимается на 10-20% < К_Нβ:

К_Fβ = 0,867;

      K_Hα и K_Fα – коэффициенты распределения нагрузки между парами:

K_Hα = K_Fα =1 принимаем однородное зацепление.

K_H = 1,06*1,02*1 = 1,08;

K_F = 1,11*0,867*1 = 0,96.

3.7       Проверка по контактному напряжению:

;

Z_E = 190 – для стали;

      Z_ε - коэффициент, зависящий от степени перекрытия и учитывает длину суммарных линий:

Z_ε = = = 0,86;

      Z_H – коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, выбирается по графику на рис. 10,13 стр. 167.

      Для прямозубой не модифицированной передачи:

 Z_H = 2,5;

      F_t – окружная сила:

F_t = = = 657,1 Н.

      Тогда:

σ_Н = 190*0,86*2,5 = 457,9 МПа.

∆σ = = 1,9 %.

3.8 Проверка по усталостным напряжениям изгиба. Дополнительные напряжения изгиба:

 [σ]_F =

      где Y_R – коэффициент шероховатости переходной кривой у основания зуба. Если зубья фрезерованные то   Y_R = 1;

      Y_X – коэф. размеров зуба.

      При m < 5 мм Y_X =1;

      Y_δ – коэф. чувствительности материала и концентрации напряжения:

Y_δ = 1,082 – 0,172 lg(m);

Y_δ = 1,082 – 0,172 lg(1) = 1,082;

      Y_A – коэф. реверсивности. Для реверсивной передачи для зубчатых колес из нормализованной или улучшенной стали

Y_A = 1;

      Y_N – коэф. долговечности при расчете по напряжению изгиба:

Y_N = ;

      N_FG – базовое число циклов. Принимается

N_FG = 4*10³;

      m – показатель степени кривой выносливости. Для термообработки улучшением   m = 6;

N_FE = 60nte_F;      e_F = μ_m² = 0,14² =0,0196;

N_FE1 = 60*965*21024*0,0196 = 1,76*10⁷;

N_FE2 = = = 0,88*10⁷.

Y_N1 = = 0,78 принимаем =1;

Y_N2 = = 0,88 принимаем = 1;

      S_F – коэф. запаса прочности (по табл. 10,9 стр. 187)

S_F = 1,7;

      σ_Flim – предел выносливости зуба по напряжению изгиба:

σ_Flim = 1,75*(НВ);

σ_Flim1 = 1,75*270 = 472,5 МПа;

σ_Flim2 = 1,75*260 = 455МПа;

  [σ]_F1 = = 301 МПа;

  [σ]_F2 = = 290 МПа.

      Рабочее напряжение изгиба:

σ_F = ≤ [σ]_F;

      Y_F – коэф. формы зуба:

Y_F = 3,47 + - + 0,092 х²;

х –  коэф. смещения   х = 0;

Z_V = т.е. Z_V1 = Z₁ = 42;

Z_V2 = Z₂ = 84;

Y_F1 = 3,47 + = 3,784;

Y_F2 = 3,47 + = 3,627;

      Y_ε – коэф. перекрытия принимается =1;  Y_β = 1;

      Рабочее напряжение определяется для каждого  зубчатого колеса или для того, у которого меньше отклонение  :

= = 28,3;

= = 28,38;

σ_F = σ_F2 = = 114,79 МПа.

      Действительный  запас усталостной изгибной прочности:

S_F = = *1,7 = 4,35.

3.9.1 Проверка  на контактную статическую прочность:

σ_Hmax = σ_H ∙ ≤ [σ]_Hmax.

      Принимаем Т_max = 1,8 T.

σ_Hmax = 457,9 ∙ = 614,3 МПа;

[σ]_Hmax = 23,8 σ_T.

      Для сталей 40Х и 40ХН, термообработка –  улучшение для шестерни и колеса

σ_T = 590 МПа;

      тогда [σ]_Hmax = 1650 МПа.

      3.9.2  Проверка изгибной статической  прочности:

σ_Fmax = σ_F ∙ ≤ [σ]_Fmax.

      Для улучшенных и поверхностно закаленных колес:

[σ]_Fmax = 0,8 σ_T = 0,8*590 = 472 МПа;

 σ_Fmax =13,69*1,8 = 258,64 МПа. 

4 Расчет валов

    4.1 Ориентировочный расчет и конструирование валов

    Быстроходный  вал.

    Входной диаметр:

d ≥ (7…8)

= (7…8) = 16,8…19,2 мм.

    С учетом соединения вала редуктора с  двигателем через муфту, согласовываем  входной диаметр с диаметром  муфты и принимаем: