2. Выбор оптимального варианта конструкции редуктора

Условием выбора оптимального варианта конструкции редуктора являются наименьший объем и масса конструкции.

Рисунок 1 – Схема конструкции редуктора

По данным компьютерной распечатки будем производить выбор оптимального варианта конструкции.

Объем конструкции редуктора определяется по формуле:

(2;1)

Рассчитаем объем для каждого варианта конструкции:

Массу заготовок для зубчатых колес, характеризующую затраты на материалы, вычисляется по формуле:

(2;2)

где – коэффициент пропорциональности, для стальных зубчатых колес можно принять равным 6,12, кг/дм³

Рассчитаем массу для каждого варианта конструкции:

Для выбора оптимального варианта конструкции редуктора по найденным значениям объема и массы построим графики зависимости варианта конструкии от объема и массы.

Рисунок 2 – Варианты конструкции редуктора

В выборе варианта предпочтение отдаем минимальной массе конструкции редуктора, выбираем 4 вариант и все дальнейшие расчеты будем производить по нему.

3. Графическое оформление результатов по оптимальному варианту

Выполним геометрический расчет передач редуктора.

Для быстроходной передачи:

-делительные диаметры:

-диаметры вершин:

-диаметры впадин:

-начальные диаметры:

-коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

-коэффициент осевого перекрытия:

.

-суммарный коэффициент перекрытия:

.

Для тихоходной передачи:

-делительные диаметры:

-диаметры вершин:

-диаметры впадин:

-начальные диаметры:

-коэффициент торцового перекрытия для косозубых передач:

-коэффициент осевого перекрытия:

.

-суммарный коэффициент перекрытия:

.

4. Статическое исследование редуктора

Целью статического исследования является определение вращающих моментов на валах и колесах редуктора и значений составляющих полных усилий в зацеплениях для каждой передачи.

- момент на хвостовике быстроходного вала:

.

- момент на шестерне колеса полушеврона быстроходной передачи:

.

.

- момент на шестерне тихоходной передачи редуктора:

.

Рисунок 3 – Схема сил

Рассмотрим составляющие полного усилия в зацеплениях быстроходной и тихоходной передач.

- окружная сила на шестерне быстроходной передачи:

.

- радиальная сила на шестерне быстроходной передачи

.

- осевая сила на шестерне быстроходной передачи

.

- усилия, действующие на колесо быстроходной передачи:

;

;

.

- окружная, радиальная и осевая силы на шестерне тихоходной передачи:

.

,

.

- усилия, действующие на колесо тихоходной передачи:

;

;

.

5. Конструирование валов редуктора привода

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определим по формулам:

Для быстроходного вала

;

;

.

Для промежуточного

;

;

;

.

- для тихоходного вала:

;

;

.

Рассчитаем координаты, соответствующие размерам с и е рассчитываемые по формулам:

6. Кинематический расчет редуктора

Частоты вращения валов и зубчатых колес определяются следующим образом:

– частота вращения быстроходного вала – из предварительного расчета и указана в распечатке (см. CH), принимаем;

.

– частота вращения промежуточного вала

.

– частота вращения тихоходного вала:

.

- окружная скорость в зацеплении быстроходной передачи:

.

- окружная скорость в зацеплении тихоходной передачи:

.

7. Расчет на прочность зубчатых передач редуктора

7.1 Допускаемые контактные напряжения

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам, выбираем материалы для зубчатых колес и валов, с соответствующим режимом термической обработки:

- шестерню быстроходной ступени изготовим из Стали 40ХН с твердостью 55 HRC и термической обработкой – закалка;

- колесо быстроходной ступени изготовим из Стали 40ХН с твердостью 350 HВ и термической обработкой – улучшение;

- шестерню тихоходной ступени изготовим из Стали 40ХН с твердостью 50 HRC и термической обработкой – закалка ТВЧ;

- колесо тихоходной ступени изготовим из Стали 40ХН с твердостью 295 HВ и термической обработкой – улучшение;

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для шестерни быстроходной передачи.

-рассчитаем эквивалентное число циклов:

.

где n_w – число зацеплений, в которое входит шестерня или колесо за один оборот, в нашем случае n_w = 1;

n – соответствующая частота вращения, мин^-1;

L_h – ресурс привода, час;

_H – коэффициент режима, определяемый по табл. 8.10 [2] в зависимости от категории режима.

-рассчитаем базовое число циклов перемены напряжений:

.

- рассчитаем Z_N – коэффициент, учитывающий срок службы (ресурс) и режим работы, определяемый из условия для шестерни или колеса:

.

Так как не может быть меньше единицы, примем .

- рассчитаем допускаемые контактные напряжения для шестерни быстроходной ступени:

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для колеса быстроходной передачи.

-рассчитаем эквивалентное число циклов:

.

-рассчитаем базовое число циклов перемены напряжений:

.

- рассчитаем Z_N:

.

Так как не может быть меньше единицы, примем .

- рассчитаем допускаемые контактные напряжения для колеса быстроходной ступени:

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной передачи.

-рассчитаем эквивалентное число циклов:

.

-рассчитаем базовое число циклов перемены напряжений:

.

- рассчитаем Z_N:

.

- рассчитаем допускаемые контактные напряжения для шестерни тихоходной ступени:

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной передачи.

-рассчитаем эквивалентное число циклов:

.

-рассчитаем базовое число циклов перемены напряжений:

.

- рассчитаем Z_N:

.

- рассчитаем допускаемые контактные напряжения для колеса тихоходной ступени:

.

Рассчитаем допускаемые контактные напряжения по формуле

, (7;1)

где - меньшее из двух.

-для быстроходной ступени

; (7;2)

.

-для тихоходной ступени

; (7;3)

.