2.2 Определение передаточного числа редуктора и разбивка его между ступенями редуктора.

_{После выбора двигателя становятся известны его мощность РД.Н. и частота вращения nД.Н. при номинальной нагрузке.}

_{Передаточное число редуктора определяем из соотношения:}

_(2.6)

_{Передаточное число uТ тихоходной и uБ быстроходной ступеней редуктора определяем из соотношения /2, стр. 9, табл. 1.3/:}

_(2.7)

_{Фактическое передаточное число:}

_(2.8)

_{Отклонение фактического передаточного числа uP}^Ф _{от значения uP , полученного по формуле (2.8), не должно превышать 4%, т.е.}

_(2.9)

2.3 Определение частот вращения зубчатых колес и моментов на валах редуктора

_{Частота вращения шестерни быстроходной ступени:}

_{Частота вращения колеса быстроходной ступени:}

_{Частота вращения шестерни тихоходной ступени:}

_{Частота вращения колеса тихоходной ступени:}

_{Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:}

_{Момент на валу колеса быстроходной ступени (на валу шестерни тихоходной ступени):}

_{Момент на валу шестерни быстроходной ступени:}

3. Расчет зубчатых колес

3.1 Выбор материала и способов упрочнения зубьев колес

_{Для зубчатых колес проектируемого редуктора в связи с большим значением вращающего момента Т2Т = 1010,1 Н·м и с целью уменьшения габаритов редуктора принимаем низколегированную сталь марки 40ХН (одинаковый для всех колес), в качестве технологического упрочнения активной поверхности зубьев применяют улучшение и закалку ТВЧ /2, стр. 12, табл. 2.1/. При этом материал будет иметь следующие механические характеристики /1/: твердость сердцевины шестерни и колеса: 269…302 HB,}

_{твердость поверхности зубьев шестерни и колеса: 48…52 HRC.}

_{Н1 = Н2 = 0,5·(48+52) HRC = 50 HRC = 484 HB.}

3.2 Допускаемые контактные напряжения

_{Расчет допускаемых контактных напряжений при проектировочном расчете ведется по формуле /2/:}

(3.1)

_{Наименование параметров уравнения (3.1) и рекомендации по определению их значений:}

_{a) σHlim предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов напряжений /2/:}

_{б) SH  минимальный коэффициент запаса прочности; SH1 = SH2 = 1,2 (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением) /1/}

_{в) ZN – коэффициент долговечности /1/}

_{, (3.2)}

_{где NHlim базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, определяют по средней твердости поверхностей}

_{зубьев /1/:}

_{Средняя твердость поверхности зубьев 50 НRС=484 НВ.}

_{Эквивалентное число циклов перемены напряжений NHE при ступенчатой циклограмме нагружения (рис.1.2) определяют по формуле /1/:}

_{. (3.3)}

_{По формуле (3.3) найдем эквивалентное число циклов перемены напряжений:}

_{Для шестерни тихоходной передачи:}

_{Для колеса быстроходной передачи:}

_{Для колеса тихоходной передачи:}

_{Для шестерни быстроходной передачи:}

_{По формуле (3.2) находим коэффициент долговечности.}

_{Для шестерни тихоходной передачи:}

_.

_{Для колеса тихоходной передачи:}

_{Для колеса быстроходной передачи:}

_{Для шестерни быстроходной передачи:}

_{т.к. значение ZN1Б<1 ( ZN1Б = 0,77), то принимаем ZN1Б = 1.}

_{Из (3.1) найдем допускаемые контактные напряжения.}

_{Для шестерни тихоходной передачи:}

_{Для колеса тихоходной передачи:}

_{Для шестерни быстроходной передачи:}

_{Для колеса быстроходной передачи:}

_{За допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений:}