Выбор варианта расчета редуктора
Для определения оптимального варианта редуктора был построен график зависимости массы редуктора от соотношения диаметров зубчатых колес (Рисунок 3).
М
ассы
редуктора
u2/u1
Рисунок 2 – График зависимости массы редуктора от соотношения передаточных чисел колес
Оптимальным
можно считать вариант редуктора с
наименьшей массой. Скачкообразное
изменение массы редуктора при
перераспределении его передаточного
отношения между быстроходной и тихоходной
ступенями является следствием округления
модулей и межосевых расстояний передач
до стандартных дискретных значений.
Используя формулы (1.9), (1.10), (1.11) и данные приложения А заполняется таблица 1.
Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода
Номер вала |
Мощность P,кВт |
Частота вращения n, мин-1 |
Вращающий момент T, Нм |
1 |
|
945,00 |
22,23 |
2 |
2,09 |
472,50 |
42,24 |
3 |
2,01 |
113,58 |
168,70 |
4 |
|
|
1540 |
Уточнение допускаемых контактных напряжений
Для
уточнения допускаемых контактных
напряжений, используя результаты
расчетов, уточним коэффициенты
.
Для этого найдем отношения
и
.
Эквивалентное число напряжений для типового режима нагружения определяется по формуле:
где
– коэффициент, характеризующий
интенсивность типового режима нагружения
при расчете на контактную прочность,
=0,5
[1, Таблица 8];
–
число циклов нагружения колеса или
шестерни на весь срок службы передачи.
где
– число циклов нагружения зуба за один
оборот зубчатого колеса, равное числу
зубчатых колес, находящихся в зацеплении
с рассматриваемым,
;
– частота вращения вала, на котором
установлено рассматриваемое зубчатое
колесо, мин-1;
– время работы (ресурс) передачи за весь
срок службы привода,
ч.
Далее представлены расчеты для тихоходной передачи (валы 3,4), поскольку она является более нагруженной.
принимаем
равным 110 млн. циклов [1, рис.6]. Тогда:
Показатель
степени в формуле (2.6)
,
так как
.
Аналогично:
Для
косозубой передачи расчетные допускаемые
контактные напряжения определяются:
Расчет допускаемых предельных контактных напряжений
Допускаемые предельные контактные напряжения, не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубьев при пиковых перегрузках кратковременного воздействия определяются по формуле
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость по изгибу
Допускаемые
напряжения изгиба
,
МПа, не вызывающие усталостного разрушения
материала определяются по формуле
где
– пределы выносливости материала
шестерни или колеса при изгибе,
соответствующие базовому числу циклов,
установленному для отнулевого цикла
напряжений,
;
– минимальный коэффициент запаса
прочности,
–
коэффициент
долговечности, вычисляемый по формуле:
– для
зубчатых колес с нешлифованной переходной
поверхностью независимо от твердости
и термообработки зубьев;
– базовое число циклов напряжений
изгиба, соответствующее перегибу кривой
усталости;
– эквивалентное число циклов напряжений
изгиба на зубьях шестерни и колеса,
определяемое в зависимости от режима
нагружения и продолжительности работы
привода.
– коэффициент,
характеризующий интенсивность типового
режима нагружения при расчете на изгиб,
[1, Таблица10].
Для шестерни тихоходной передачи
Для колеса тихоходной передачи
Полученные значения удовлетворяют условию:
– коэффициент,
учитывающий влияние двухстороннего
приложения нагрузки на зубьях,
[1, Таблица 11].
Тогда:
