2. Расчет редуктора

2.1. Выбор материала и допускаемых напряжений Материал - сталь 45 [3, табл.8.8]. Термообработка—улучшение. Для всех колес твердость 200 НВ, для всех шестерен 250 НВ. Определение предельных напряжений: σ_но=2НВ+70-предельное контактное напряжение [3,табл.8.9] σ_FO=1,8НВ-предельное напряжение изгиба [3,табл.8.9] Для колес: σ_но=2*200+70=470 МПа, σ_FO=1,8*200=360 МПа. Для шестерен: σ_но=2*250+70=570 МПа, σ_FO=1,8*250=450 МПа. Коэффициенты запаса,выбираем по марке стали 45. [3,табл.8.9]

Коэффициенты безопасности: т.к. структура по объему однородная S_H≥1,1 Принимаем S_H=1,1 S_F=1,55...1,75 [4,табл.8.9] Принимаем S_F=1,75. Допускаемые контактные напряжения: напряжение изгиба при перегрузках считаем только для колес, т.к. у них материал слабее [σ_H]_max= 2,8*σ_т=2,8*450= 1260 МПа, [3,табл.8.9] [σ_F]_max =2,74НВ=2,74*200=548 МПа. Определение ресурса передачи: t_Σ=L*365*Kгод*24*Kсут. [3,с.173]

t_Σ =3*365*0,2*24*0,8=4204,8 ч. Определение коэффициента долговечности при расчете на контактную выносливость: 1 ≤ К_HL= ≤ 2,4 где - базовое число циклов контактных напряжений шестерни. =17*10⁶ - базовое число циклов контактных напряжений. колеса. =10*10⁶ N_HE - эквивалентное число циклов контактных напряжений N_HE=60*ni*c*Σ*ti, [3,с.171] T_i-крутящие моменты,которые учитывают при расчете на усталость; T_max- максимальный из моментов,учитываемых при расчете на усталость; n_i,t_i- соответствующие моментам T_i частоты вращения и время работы; m – показатель степени для контактных напряжений, m=6; c – число зацеплений зуба за один оборот колеса, c=1. Для тихоходного колеса: =60*122,6*1**4204,8= 1,35*10⁵ Для тихоходной шестерни и быстроходного колеса: ==60*245.27 *1**4204,8=1,08*10⁵ Для быстроходной шестерни: =60*1226.2 *1**4204,8=6,51*10⁵ Для тихоходного колеса: К_HL= =0,96 принимаем К_HL=1 . Поскольку полученные значения = > N_HO то, для быстроходного колеса и для всех шестерен без расчета принимаем К_HL=1 во всех случаях. Допускаемые контактные напряжения. [σ_H]=*K_HL [3,с.167] Для тихоходного колеса [σ_H]= *1=427,27 МПа. Для быстроходного колеса [σ_H]= *1=427,27 МПа. Для всех шестерен [σ_H]= *1=518,18 МПа. В качестве расчетных контактных напряжений принимаем меньшие из соответствующей пары, т.е. для тихоходной ступени [σ_H]==427,27 МПа. для быстроходной ступени ==427,27 МПа. Определение коэффициента долговечности при изгибе: 1 ≤ К_FL= ≤ 2 где N_FO - базовое число циклов для всех сталей; N_FO=4*10⁶ N_FE - эквивалентное число циклов изгибных напряжений; N_FE=60*n_i*c*Σ*ti, [3,с.174]

Для тихоходного колеса: N_FE=60*122,6*1**4204,8=2,7*10⁴ Допускаемые напряжения изгиба: [σ_F] = *K_FL*K_FC [3,с.173] где K_FC-коэффициент,учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки; в данном случае K_FC – односторонняя нагрузка. K_FC=1 для всех колес [σ_F]^к = *1*1=215,99 МПа.

для всех шестерен [σ_F]^ш =*1*1=295,71 МПа.

2.2 РАСЧЕТ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ Проектный расчет Определение коэффициента ширины шестерни ψ_bd=0,5*ψ_ba(u+1) [3,c.135] где – передаточное отношение тихоходной ступени. =3 ψ_ba– коэффициент ширины колеса. [3,табл.8.4] ψ_ba=0,4 ψ_bd=0,5*0,4*(2+1)=0,6. Определение коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K_Hβ =1,06. [3,с.130]

Определение расчетного межосевое расстояния передачи.

a'=0,85** [3,c.135] где Е_пр -приведенный модуль упругости; Е_пр=2,1* МПа (+) -т.к. зацепление внешнее. a'=0,85** =206,83 мм Определение расчетной ширины колеса = ψ_ba*a' [3,c.138] = 0,4*206,83≈82,73 мм. Определение расчетного торцевого модуля. m'= [3,с.117] где z₁ – число зубьев шестерни, z₁=23 z₂ – число зубьев колеса. z₂=z₁*u z₂=23*2=46 =. ==5.99 мм. Уточняем межосевое расстояние

==207

Определение геометрических параметров колеса и шестерни при коэффициенте смещения х=0.

Определение диаметра начальной и делительной окружности: d_w=d=m_n*z [3,с.144] Определение диаметра вершин зубьев: d_a=d_w+2m_n [3,с.116] Определение диаметра впадин зубьев: d_f=d_w-2,5m_n [3,с.116] Для шестерни: d_w1=6*23=138 мм; d_a1=138+2*6=150 мм; d_f1=138-2.5*6=123 мм. Для колеса: d_w2=6*46=276 мм; d_a2=276+2*6=288 мм; d_f2= 276-2.5*6=261 мм.

таблица 2.1

	Диаметр начальной и делительной окружности	Диаметр вершин зубьев	Диаметр впадин зубьев
Колесо	276	288	261
Шестерня	138	150	123

Проверка на контактную прочность. Определение окружной скорости в зацеплении v= = = 1,76 м/с. Назначение степени точности Степень точности—8. [3,табл.8.2] Контактное напряжение. σ_H=1,18 ≤ . [3,c.149] σ_H= =577,96 МПа.

K_Hβ=1,06 [3,c.130] Определение коэффициента динамической нагрузки. К_HV=1,04. [3,табл.8.3] K_H=K_Hβ*K_HV=1,06*1,04=1,1. Ширина колеса. =82,73*=111,9

Принимаем ширину колеса. =112 мм.

Проверка на изгиб.

Коэффициенты формы зуба: У_F1=4,03 ; У_F2=3,75. [3,рис.8.20]

==121,86 > ==50,89.

Значит, на изгиб проверяем зуб колеса. Определяем напряжение изгиба. = ≤ ,где [3,с.150] F_t= -окружная сила [3,с.148] F_t= =5072,46 H. K_F=K_Fβ*, где K_Fβ-коэффициент динамической нагрузки K_Fβ=1,08 [3,с.130] =1,1 –коэффициент неравномерности нагрузки [3,табл.8.7] K_F=1,08*1,1=1,188 ==33,62 МПа <^к=215,99 МПа. Условие выполняется.

Проверки по пиковым нагрузкам ≤ [3,(8.72)] =427,27*=487,08 МПа ≤ =1260 МПа. =≤ [3,(8.73)] =33,62*=43,706 МПа < =548 МПа.

2.3 РАСЧЕТ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ Проектный расчет Определение коэффициента ширины шестерни ψ_bd=0,5*ψba(u+1) [3,с.135] где u – передаточное отношение быстроходной ступени. u=5 ψ_ba– коэффициент ширины колеса. ψ_ba=0,4 [3,табл.8.4] ψ_bd=0,5*0,4*(5+1)=1,2. Определение коэффициента концентрации нагрузки по контактным напряжениям K_Hβ =1,06. [3,с.130] Определение расчетного межосевое расстояния передачи. Т.к. редуктор соосный,то межосевое расстояние для обеих ступеней одинаковое. а=207 мм. Определение расчетной ширины колеса b'ω= ψ_ba*a' [3,с.138] b'ω= 0,4*207≈82,8 мм. Определение расчетного модуля m'= [4,табл.8.9] где z₁ – число зубьев шестерни; z₁= 23 z₂ – число зубьев колеса. z₂=z₁*u=23*5=115 m'= m'==2,99 мм По СТ СЭВ 310-76 принимаем m=3 мм. [3,табл.8.1]

Определение геометрических параметров колеса и шестерни при коэффициенте смещения х=0. Определение диаметра начальной и делительной окружности: d_w=d=m*z [3,с.115] Определение диаметра вершин зубьев: d_a=d+2m [3,с.116] Определение диаметра впадин зубьев: d_f=d-2,5m [3,с.116] Для шестерни: d_w1=3*23=69 мм; d_a1=69+2*3=75 мм; d_f1=69-2,5*3=61,5 мм. Для колеса: d_w2=3*115=345 мм; d_a2=345+2*3=351 мм; d_f2=345-2,5*3=337,5 мм. таблица 2.2.

	Диаметр начальной и делительной окружности	Диаметр вершин зубьев	Диаметр впадин зубьев
Колесо	345	351	337,5
Шестерня	69	75	61,5

Проверка на контактную прочность Опредление окружной скорости в зацеплении v= = =2,11 м/с. Назначение степени точности Степень точности—8. [3,табл.8.2] К_HV=1,16. [3,табл.8.3] K_Hβ =1,38. [3,с.130] K_H=K_HβK_HV=1,38*1,16=1,22. σ_H=1,18 ≤ . [3,c.134] σ_H=191,27≤ =427,27 МПа.

мм

Принимаем ширину колеса. =37 мм.

Проверка на изгиб. Коэффициенты формы зуба: У_F1=4,03 ; У_F2=3,75. [3,c.140] ==73,37 > ==104,77. Значит, на изгиб проверяем зуб шестерни. Контактное напряжение изгиба. = ≤ ,где [3,c.140] F_t= , -окружная сила [3,c.132] F_t= =131,30 H

K_F=K_Fβ*K_FV , где K_Fβ =1,21 [3,c.132] K_FV-коэффициент динамической нагрузки. K_FV=1,38. [3,c.132] K_F=1,21*1,38=1,66. ==37,62 МПа < =295,71 МПа Условие выполняется. Проверки по пиковым нагрузкам ≤ [3,(8.72)] =427,27*=487,08 МПа≤=1260 МПа. =≤ [3,(8.73)] =37,62*=48,906 МПа<=548 МПа