4.1. Расчет тихоходной ступени

4.1.1. Выбор материала колес редуктора

Поскольку ограничений по габаритам редуктора в задание нет, выбираем материал со средними механическими характеристиками.

Для шестерни и колеса выбираем сталь 45, с ТО: для шестерни – улучшение, твердостью 235…262 НВ. ,, предел выносливости при симметричном цикле. Для колеса ТО-нормализация, твердость 179…207 НВ,,,.

Определение допускаемых напряжений.

Средняя твердость для:

- для шестерни

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колесапо формулами

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (по табл. 3.3 c.55[1]),

N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы

-срок службы, ресурс, ч

-срок службы привода, лет

-коэффициент годового использования

-коэффициент сменного использования

, N_H0 – базовое число циклов, определяется по табл. 11 ­

млн. циклов

млн. циклов

Если

, значит

, значит

б) По табл.9 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса.

Т.к. передача прямозубая к расчету принимаем меньшее значение допускаемых напряжений, т.е для колеса

=414.4 МПа

4.1.3.Определяем допускаемое напряжение изгиба

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестернии колеса.

, где = 4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

Если N₁ > N_F0 K_FL1=1

> 4*10⁶  K_FL1=1

Если N₂ > N_F0 K_FL2=1

> 4*10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов переменных напряжений N_F0 (по табл.3.1).

[]_F0 = 1,03*HB_ср

[]_F01 = 1,03*HB_ср1 = 1,03*248.5= 255, 96 Н/мм²

[]_F02 = 1,03*HB_ср2 = 1,03*193 = 198.79 Н/мм²

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]_F1 и колеса []_F2.

[]_F1 = K_FL1*[]_F01= 1*255.96 = 255.96 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2*[]_F02 =1*198,79 = 198.79 Н/мм²

Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых с непрямыми зубьями выполняют по меньшему значению []_F.

[]_F2 = K_FL2*[]_F02 =1*198,79 = 198, 79 Н/мм² -наименьшее значение

[]_F=198.79

4.2 Расчет быстроходной ступени

4.2.1 Выбор материала колес редуктора

Поскольку ограничений по габаритам редуктора в задании нет, выберем материал со средними механическими характеристиками. Для шестерни и колеса выбираем Ст 45 с термообработкой для шестерни улучшение (235…262 НВ, ,,

при симметричном цикле), для колеса – нормализация (179…207 НВ, ,,)

Определение допускаемых напряжений

4.2.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колесапо формулами

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (по табл. 3.3стр.55[1]),

N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы,

-срок службы, ресурс, ч

-срок службы привода, лет

-коэффициент годового использования

-коэффициент сменного использования

, N_H0 – базовое число циклов, определяется по табл. 11 ­

Если

, значит

, значит

б) По табл.9 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса.

Т.к. передача прямозубая к расчету принимаем меньшее значение допускаемых напряжений, т.е для колеса

=414.4 МПа