3.Назначение редуктора

Редуктор – это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключённый в отдельный закрытый корпус и работающий в масляной ванне.

Назначение редуктора – понижение частоты вращения и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редукторы широко применяют в различных отраслях народного хозяйства, в связи с чем число разновидностей редукторов велико.

Как устроен:

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Корпуса редукторов должны быть прочными и жесткими. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъемными. Опорами валов редуктора, как правило, являются подшипники качения. Смазывание передач редукторов осуществляется погружением в масляную ванну, подшипников – разбрызгиванием или пластичной смазкой.

Расчёт геометрических параметров зубчатой передачи.

α- какую часть определенный момент составляет от максимального.

α _n = M_n / M_max

k – доля времени в течении которого проявляется крутящий момент.

K_n = t_n / T

Построение графика режима нагрузки

Характер изменения нагрузки во времени.

Физический смысл графика отображает время в течении которого конструкция испытывает те или иные нагрузки.

Выбор материала для шестерни и колеса

НВ шестерни должна быть на 25-30 ед. выше твёрдости колеста, т.к. каждый зуб шестерни работает в «n» раз больше чем каждый зуб колеса.

В качестве материала для колёс выбираем углеродистую конструкционную сталь.

Механические характеристики Ст.40Х

Св-ва	Ш	К
σ в, МПА	930	780
σ Т, МПА	690	490
НВ	257	215
Т/О	нормали	зация

Определение допустимого контактного напряжения

[σ]- σ _пред/S

σ _пред- напряжение при котором уже происходят разрушения в хрупких материалах или возникновения пластических деформаций в пластических материалах.

S-_{коэффициент запаса прочности}

Определение эквивалентного числа циклов изменения

N_E-эквивалентное число цикла во время которого при действии постоянной максимальной нагрузки достигается тот же эффект что и при действии переменной нагрузки в течении фактического числа циклов.

N_E.Ш= 60*n₁*T*(α₁^{^3}*k₁ + α₂^{^3}*k₂ + α₃^{^3}*k₃ )= 60* 750* 13000* (1^{^3}*0,5 + 0,2^{^3}*0,1 + 0,4^{^3}*0,4) = 30,7*10⁷

N_E.К= N_E.Ш/U_ред^ст.= 30,7*10⁷/2,24=13,7*10⁷

Определение числа циклов напряжений до перегиба кривой усталости

N_0i=30*HB_i^{^2,4}

N_0Ш=30*257^{^2,4}= 1,8*10⁷

N_0К=30*215^{^2,4}= 1,2*10⁷

Допустимые контактные напряжения при длительной работе

σ _НРi= (σ_ОН*Z_R)/ n * , где n=1,1 –коэфф.безопасности

σ_ОНi= 2*НВ_i+70 [МПа]

σ_ОН-предел выносливости поверхностных слоёв зубьев передач.

Z_R=1, коэфф.учитывающий шерохов. Поверхность.

N_Ei> N_0i => =1

σ_ОН.Ш=2*257+70=584 МПа

σ_ОН.К=2*215+70=500 МПа

σ _НР.Ш= ((584*1)/ 1,1) *1= 530,9

σ _НР.К= ((500*1)/ 1,1) *1= 454,5

σ _{НР.сред}= = 492,7

4.Определение межосевого расстояния

a_w= (U_ред^ст+1) = =(2,24+1) w=63мм

Где,

Z_k=0,8- коэф-т, учитывающий работу косозубых передач.

K н=1,1- коэф-т неравномерности распределения нагрузки между зубьями возникающий в результате ошибки при изготовлении колёс.

K=1,3-коэф-т дополнительной нагрузки от 1,3-1,5 для симметричного расположения колёс.

=0,4-0,5- коэф-т ширины зуба колеса, выбирается в зависимости от положения колёс, относительно опор.