Межцентровые расстояния редуктора

Название параметра	Значение параметра
Частота вращения двигателя, с–1	304,7	150,8	101,0	75,9
Быстроходная ступень аб, мм
Тихоходная ступень ат, мм
а = аб + ат, мм

Приближенно определим массу G:

– для двухступенчатых цилиндрических редукторов:

G = 0,65( + ) – 70 (кг), если 150 < + < 300 (мм);

G = 1,3( + )– 270 (кг), если 300 < + < 540 (мм);

G = 3,6( + ) – 1500 (кг), если 540 < + < 1000 (мм);

– коническо-илиндрических и соосных редукторов:

G = 186 (кг), если = 200 (мм);

G = 390 (кг), если = 250 (мм);

G = 470 (кг), если = 300 (мм);

G = 1000 (кг), если = 400 (мм);

G = 1500 (кг), если = 500 (мм).

После того как будет определена масса электродвигателей (см. табл. П1) определить массу привода.

Таблица 7

Масса привода

д, с–1	Масса, кг
	двигателя	редуктора	привода
304,7
150,8
101,0
75,9

3. Расчет зубчатых передач

3.1. Выбор допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения [_н] (МПа) для прямозубых колес определяют раздельно для шестерни [_н]_ш и колеса [_н]_к :

, (6)

где – предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев, соответствующий базе испытаний; ( – абсцисса точки перелома кривой усталости), который выбира-ется в зависимости от твердости (см. работы [1, с. 174; 3, с. 43]), – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если < , то необходимо ввести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности, принимаемый 1,1 для объемно-упрочненных зубьев, а для поверхностноупрочненных – 1,2; при тяжелых последствиях отказов соответственно 1,2 и 1,35; – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев, выбираемый от 0,9 до 1,0 (меньшие значения для = 20...10 мкм, а большие – для = 1,25...0,8 мкм); – коэффициент, учитывающий окружную скорость; – коэффициент, учитывающий влияние смазывания; – коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

ГОСТ рекомендует для колес с d < 1000 мм принимать

.

Для непрямозубых передач за допускаемое контактное напряжение рекомендуют принимать условное допускаемое контактное напряжение, определяемое по формуле

.

Допускаемые напряжения изгиба [ ] (МПа) при расчете на выносливость зубьев определяют раздельно для шестерни [ ]_Ш и колеса [ ]_К по формуле

, (7)

где – предел выносливости зубьев при изгибе, МПа, соответствующий базе испытаний , – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи (если – суммарное число циклов нагружений больше , то = 1, а если , то необходимо внести поправку в допускаемые напряжения); – коэффициент безопасности; выбирают в зависимости от вероят­ности безотказной работы (для сталей НВ < 350; = 1,75 при вероятности не разрушения 98 % и = 2,2 при вероятности неразрушения > 99 %); =1,3 вводят только для литых заготовок; > 1 вводят при работе в условиях коррозии или высоких температур; – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; = 1 при односторонней нагрузке, = 0,7...0,8 при реверсивной нагрузке, – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности выкружки в основании зуба, принимаемый = 0,65...1,2; – коэффициент, учитывающий механическое упрочнение (обдувка дробью или обкатка роликами), принимаемый = 1,1...1,5; – коэффициент, учитывающий масштабный фактор. Значения , , выбираются по рекомендациям работы [1, с. 289].

Допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагружений определяются по формулам:

, (8)

, (9)

где [_н]_ц, [_F]_ц – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при , [_н]_n, [_F]_n – допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при перегрузках; – число циклов нагружений; показатель степени m = 6 при НВ < 350 и m = 9 при НВ > 350.

Примечание: [_н] = 2,8  _т, [_F]_n = 0,8  _т при НВ < 350; [_н]_n = 4,2 НВ, [_F]_n = 0,38  _в, при НВ > 350 (здесь _т и _в – предел текучести и предел прочности в МПа).

17