Розробка електронної моделі підготовки виробництва триступеневого співвісного редуктора (стр. 3 из 15)

(1.23)

де T_Н – максимальне значення скрутного моменту на валу,

[

] – приблизне значення допустимих напружень при крученні. Попередньо можна прийняти [

]=20 МПа.

Визначаємо колову швидкість на валах:

(1.24)

За приблизними даними обираємо ступінь точності передач і заносимо всі параметри в таблицю 1.3.

Таблиця 1.3 - Вихідні дані для етапу "Технічний проект.

№ з/п	Параметр	Ступінь редуктора та елемент
		Бистрохідна		Проміжна		Тихохідна
		Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо	Шестерня	Колесо
T_Н, Н·мм	Обертаючий момент	63,5	201,6	201,6	614,5	614,5	1800
U	Передаточне число	3,55		3,55		3,55
a_w, мм	Межосьова відстань	280		280		280
Диаметри:
d, мм	Ділильного кола	120	440	120	440	120	440
d_a, мм	виступів	132	452	132	452	132	452
b_w, мм	ширина колеса	25	20	25	20	80	75
ψ_bd	коэффіціент ширини	0,208	0,0454	0,208	0,045	0,666	0,17
V, м/с	Колова швидкість	3,48	1,44	1,44	0,59	0,59	0,24
Ступінь точності за ГОСТ 1643-81		8	8	9	9	9	9
Клас шорсткості за ГОСТ 2789-73		6	6	5	5	5	5

1.5 Уточнення розрахункового навантаження

Розрахункові навантаження на зубчасті колеса складаються з:

- корисного або номінального навантаження в розрахунку, що воно розподіляється по довжині зубців рівномірно;

- додаткові навантаження, пов’язані з нерівномірністю розповсюдження номінального навантаження, тому-що має місце похибка виготовлення і деформації деталей передач.

Додаткові навантаження враховуються коефіцієнтом нерівномірності розподілення навантаження по ширині зубців при розрахунку на сталість згину:

(1.25)

і при розрахунку на контактну сталість:

(1.26)

де K_fβ, K_hβ – коефіцієнти нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастого вінця;

K_fv, K_hv – коефіцієнти динамічності [3].

Перевірочний розрахунок фактичних згинальних напружень будемо здійснювати за формулою:

(1.27)

де

, величина колового зусилля.

Розрахунок фактичних контактних напружень будемо здійснювати за формулою:

(1.28)

Всі розрахунки заносимо до таблиці 1.4.

Таблиця 1.4 - Розрахункові параметри для згинальних і контактних напружень

Зачеплення	вид колесу	Ft, Н	G_f, МПа	Zk	G_h, МПа
І	Шестерня	1058	33	0,81	251
І	Колесо	916	30	0,75	122
ІІ	Шестерня	3360	101	0,81	446
ІІ	Колесо	2793	90	0,75	215
ІІІ	Шестерня	10242	96	0,81	436
ІІІ	Колесо	8178	70	0,75	190

Перевірка допустимих напружень заданого матеріалу:

(1.29)

(1.30)

1.6 Уточнення граничних і допустимих напружень

Необхідна границя витривалості при згині:

(1.31)

де S_F=1,7 - допустимий коефіцієнт запасу міцності по згинальним напруженням. У нашому випадку вид ТО – гартування СВЧ, таким чином маємо [S]_F=1,7; Y_N – коефіцієнт довговічності, враховуючий зміну [σ_F], якщо

(1.32)

де q_F=6 гартування структури матеріалу;

- базове число циклів навантажень;

- еквівалентне число циклів навантажень:

(1.33)

де n – частота обертання, хв.^-1;

L_h – строк служби, годин;

K_FE – коефіцієнт еквівалентності навантаження:

(1.34)

де

- відносний час дії моменту Т_і за розрахунковий термін служби L_h. L_і – число годин роботи передачі при обертовому моменті Т_і.

Всі розраховані параметри заносимо до таблиці 1.5.

Таблиця 1.5 - Розрахункові параметрів при уточненні згинальних напружень

Зачеплення	вид колесу	N_fe, циклів	Y_n	Y_r	Y_x	G_flim, МПа
І	Шестерня	245736761	0,5	1,05	1,035	605
І	Колесо	69221623	0,62	1,05	0,995	552
ІІ	Шестерня	69221623	0,62	1	1,035	557
ІІ	Колесо	19499049	0,77	1	0,995	469
ІІІ	Шестерня	19499049	0,77	1	1,035	451
ІІІ	Колесо	5492690	0,95	1	0,995	380

Необхідна границя контактної витривалості:

(1.35)

де S_h=1,2 (дивись 1.3);

- коефіцієнт довговічності, що враховує підвищення граничних напружень при числі циклів навантаження, більших базового (дивись N_FE):

(1.36)

де

- базове число циклів навантаження.

- еквівалентне число циклів навантажень;

(1.37)

K_HE – коефіцієнт еквівалентності навантаження:

(1.38)

Всі розраховані параметри заносимо до таблиці 1.6.

Таблиця 1.6 - Розрахункові параметрів при уточненні контактних напружень

Зачеплення	вид колесу	Nhe, циклів	Zn	Z	Ghlim, МПа
І	Шестерня	325616760	0,48	0,95	661
І	Колесо	91723031	0,59	0,95	260
ІІ	Шестерня	91723031	0,59	0,9	1003
ІІ	Колесо	25837474	0,73	0,9	391
ІІІ	Шестерня	25837474	0,73	0,9	792
ІІІ	Колесо	7278162	0,91	0,9	279

Вибір матеріалу зубчастих передач виконуємо за розрахованими даними з таблиць 3.4, 3.5 [3, с 35]. Обираємо:

Сталь 45, загартування СВЧ: G_hlim=1050 МПа, G_flim=600 МПа, HRC=48…53, серцевини HB=170…210, σ_в=700 МПа, σ_τ=480 МПа.

1.7 Геометричні та конструктивні параметри циліндричних прямозубих коліс

Виходячи з рекомендації, якщо

[2], то колеса виконують у виді дисків шестерні 1,3,5 виконуємо окремо від вала, тому що

Згідно рекомендаціям [2], якщо

, колеса виконують з дисками полегшеної форми. В таких колесах товщину диску колеса виготовляють значно меншу ширини зубчастого вінця, крім цього, в дисках роблять отвори для полегшення транспортування. Всі прийняті і розраховані параметри наведені у таблиці 1.7, їх розшифрування наведено у [2].