4. Проектирование редуктора

4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора

4.1.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее чем на 40 единиц НВ больше твердости колеса при шевронных зубьях. Для шестерни и колеса принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71. Механические характеристики сталей для зубчатых колес приведены в таблице 3.

Таблица 4 Механические характеристики сталей для зубчатых колес

Марка стали	Вид термической обработки	σв, МПа	σт, МПа	σ-1, МПа	Твердость поверхности, НВ
40Х	Улучшение	900	750	400	Шестерня, 300
40Х	Улучшение	900	640	355	Колесо, 260

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса

Определение допускаемых контактных напряжений [σ]_н регламентировано ГОСТ 21354-75:

, [3,с.8]

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

Для шестерни: σ_но1 =2(НВ)+70=2^.300+70=670 МПа;

Для колеса: σ_но2 =2(НВ)+70=2^.260+70=590 МПа;

S_H– коэффициент безопасности; S_H=1,1 [3,табл. 2].

К_НL – коэффициент долговечности;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

, [2,с.8];

где N_но – базовое число циклов нагружения, N_но=(НВ)³;

N_но1=(НВ₁)³=300³=27^. 10⁶ циклов нагружения;

N_но2=(НВ₂)³=260³ 17,57^.10⁶ циклов нагружения;

N_НЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи.

При постоянной нагрузке ,

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

t_Σ – срок службы передачи под нагрузкой, ч;

с – число зацеплений, с=1;

Срок службы определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365·24·К_сут· К_год, ч,

где L_г·- срок службы, лет; L_г·=9лет; К_сут=0,4 , К_год=0,4 тогда

t_Σ=9^.365^.24^.0,4^.0,4 =12614 часов.

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =461мин^-1,

Эквивалентное число циклов нагружения для шестерни:

циклов нагружения;

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса :

N_HE2=60·n₂·t_Σ=60^.115^. 1^. 12614=87^. 10⁶ циклов нагружения;

где n₂- частота вращения колеса, мин^-1, n₂=115 мин^-1.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса определяется по формуле :

,

Значение К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_HL>2,3 для «мягких» колес (<350НВ). Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1.

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1= МПа;

[σ]_н2= МПа.

Расчет непрямозубых передач ведется по значению [σ]_н:

[σ]_н=0,45([σ]_н1+[σ]_н2)= 0,45(609+536,4)=515,4 МПа. [3,с.9]

при этом должно выполняться условие [σ]_н<1,23[σ]_{н min},

где [σ]_{н min}=536,4МПа, тогда 515,4 < 1,23^. 536,4 =659,7 МПа, условие выполняется.

4.1.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F определяются по формуле:

[σ]_F=σ_FО·К_FL/S_F, [3,с.9]

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

σ_FО1=1,35(НВ)+100=1,35^. 300+100=505 МПа; [3, табл.3]

σ_FО2=1,35(НВ)+100=1,35^.260+100=451 МПа;

S_F- коэффициент безопасности; S_F=1,65, [2, табл.3].

К_FL- коэффициент долговечности;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

,

где m – показатель степени, зависящий от твердости; m=6 при твердости <350НВ;

N_FE1 = N_НE1=348^.10⁶ циклов нагружения;

N_FE2 = N_НE2=87^.10⁶ циклов нагружения;

Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса по формуле:

,

Значение К_FL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1< К_FL <2,08 при твердости (<350НВ). Принимаем К_FL1=1; К_FL2=1.

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

[σ]_F1= МПа;

[σ]_F2= МПа.