4. Проектирование редуктора.

4.1Расчет зубчатой передачи редуктора.

4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Выбираем для шестерни и колеса низколегированную сталь 40ХН, термообработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, при этом твердость шестерни и твердость колеса одинакова и равна 48 единиц НRC ( НВ =480) (таблица 4) .

Таблица 4 Механические характеристики сталей для зубчатых колес

Марка стали	Вид термической обработки	σв, МПа	σт, МПа	σ-1, МПа	Твердость поверхности, НRC
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ	920	750	410	Шестерня 48
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ	920	720	410	Колесо 48

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса. Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_нlimb1= σ_нlimb2=17 (НRC)+200=17·48+200=1016 МПа;

S_H– коэффициент безопасности; S_H=1,2

К_НL –коэффициент долговечности ,который определяется по формуле:

, циклов

где N_но – базовое число циклов нагружения,

N_но=(НВ)³; N_но1= N_но2= (480)³=110,6 ·10⁶ циклов нагружения;

N_НЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи, при постоянной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле:

,

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1;

t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;

Срок службы в часах определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365 К_год ·24·К_сут·, час,

где L_г·- срок службы, лет; L_г·=7лет; К_сут=0,4 , К_год=0,6; тогда

t_Σ= 7·365·0,4^.0,6^.24=14717 часов.

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =399,2 мин^-1;

N_HE1=60^. 399,2^. 14717=352,5 циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :

N_HE2= N_HE1/ i_з.п. = 352,5·10⁶/ 4=88,1 циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса :

Значение К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL>1,8 при >350НВ. Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1,08

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1=1016·1/1,2 =846,6 МПа.

[σ]_н2= 1016·1,02/1,2 =863,6 МПа.

Для косозубых колес [σ]_н=0,45([σ]_н1+[σ]_н2)= 0,45(846,6+863,6)=769,5 МПа.

при этом должно выполняться условие: [σ]_н<1,23[σ]_{н min}, где [σ]_{н min}=863,6МПа, тогда 769,5 < 1,23^. 863,6=1062,2МПа, условие выполняется.

4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F определяются по формуле:

[σ]_F=σ_Flimb·К_FL· /S_F,

где σ_Flimb- предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_Flimb1= σ_Flimb2=600 МПа;

К_FL- коэффициент долговечности; S_F- коэффициент безопасности; S_F=1,7 , [3, табл.3];

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=9 при твердости >350НВ; N_FE – эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи: N_FE1=60·n₂·t_Σ·с=352,5·10⁶ циклов,. N_FE2= N_FE1/4=88,1^.10⁶ циклов.

К_FL1= (4·10⁶/352,5·10⁶)^1/9=0,61;

К_FL2=(4·10⁶/88,1^.10⁶)^1/9=0,71.

Значение К_FL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_FL>1,63 при твердости >350НВ. Принимаем К_FL1=1; К_FL2=1.

[σ]_F1=[σ]_F2=600·1·/1,7 =353МПа.