1. Выбор материала зубчатых колес и определение допускаемых напряжений зубьев

1.1. Выбор материалов и термообработки

Материал для шестерни выбираем несколько прочнее чем для колеса, т.к. напряжения при изгибе в зубьях шестерни выше и число циклов нагружения для зуба шестерни больше. Принимаем материалы ([1], стр.173, табл. 9.6):

Шестерня: Сталь 40Х

=650Н/мм²

= 900Н/мм²

Термообработка - Улучшение;

Колесо: Сталь 45 НВ = 260;

= 520Н/ мм²

= 850Н/мм²

Термообработка - Улучшение;

1.2. Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Поскольку срок службы редуктора не дан по условию, коэффициенты долговечности принимаем: = 1; = 1

Предел контактной выносливости: =2НВ+70

для шестерни: = 2 × 280 + 70 = 630МПа;

для колеса: = 2 × 260 + 70 = 590МПа;

Допускаемые контактные напряжения:

= 0,9 × × = 0,9 × 630 × 1/1,1 = 515,5МПа; = 0,9 × =0,9 × 590 × 1/1,1=482,7МПа;

где S_H=1.1- коэффициент запаса прочности;

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

= min( , ) = = 482,7МПа

Допускаемые изгибные напряжения

Поскольку срок службы редуктора не дан по условию, коэффициенты долговечности принимаем: = 1; = 1

П

=1,75× = 1,75 × 280=490МПа;

=1,75× =1,75 × 260 = 455МПа;

редел выносливости зубьев при изгибе вычисляем по формуле:

Д опускаемые изгибные напряжения определяем по следующей формуле:

= 0,4 = 0,4 × 490 × 1 × 0,8 = 156,8МПа;

=0,4 × × × = 0,4 × 455 × 1 × 0,8 = 145,6МПа;

где Y_a= 0,8 - при реверсивной нагрузке;

с.2. жение А:тора и определение 1.3. Определение предельных допускаемых напряжений

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки: Контактные: = 2,8 × = 2,8 × 650 = 1820МПа;

= 2,8 × = 2,8 × 520 = 1456МПа;

Изгибные: = 0,8 × = 0,8×650 = 520МПа;

= 0,8 × = 0,8 × 520 = 416МПа

2. Кинематический расчет редуктора и определение основных

геометрических параметров зубчатого зацепления.

Проверочный расчет зубчатых колес

Исходные данные для варианта №1:

передаваемая мощность Р = 15 кВт;

частота вращения шестерни п₁=1000об/мин;

число зубьев шестерни = 17;

число зубьев колеса = 41;

угол наклона зубьев β = 0°

2.1. Кинематический расчет редуктора

Принимая во внимание потери мощности в передачах и подшипниках привода, подсчитываем мощность на валу рабочей машины. По справочным данным КПД передач и подшипников ([1], стр.74,табл.5.4):

передача зубчатая цилиндрическая = 0,97; пары подшипников качения = 0,99.

Общий КПД редуктора будет равен:

= × = 0,97 × 0,99² = 0,95.

Отсюда получаем мощность на быстроходном валу:

= = = 15,78кВт.

Р ассчитаем передаточное число редуктора:

U = = = 2,41.

Где - угловая скорость на расчетном валу, ; - частота вращения расчетного вала, об/мин;

Частота вращения тихоходного вала:

об/мин

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

=

Где - искомый крутящий момент на валу, Нм;

- мощность на валу, Вт;

- частота вращения вала, .

= = = 150,7Н•м;

= = = 345,26Н•м;

У гловые скорости валов определяются по формуле:

Результаты расчётов заносим в табл.1

Таблица 1. Значения частот вращения, мощностей

и крутящих моментов на валах

	Быстроходный вал	Тихоходный вал
Мощность Р, кВт	15,78	15
Частота вращения п,	1000	414,9
Угловая скорость ω,	104,7	43,4
Крутящий момент Т,Н•м	150,7	345,26