4. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах.

Крутящий момент вала электродвигателя (на ведущем шкиве):

Т_эд= 9550;

где

- требуемая мощность электродвигателя,= 2,0 кВт.

n_эд- частота вращения вала электродвигателя,n_эд= 1425 мин^-1.

Т_эд= 9550Н·м.

Частота вращения на входном (быстроходном) валу редуктора:

n₁=мин^-1.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора:

n₂=мин^-1.

Крутящий момент на входном валу(на шестерне) редуктора:

Т₁ = Т_эд ·U_цеп· η_цеп = 13,4 ·1,94· 0,94 = 24,4 Н·м.

Крутящий момент на выходном валу(на колесе) редуктора:

Т₂ = Т₁ · η_цил · U_цил = 24,4 ·0,97 · 3,5 = 82,9 Н·м.

Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

5. Расчет допускаемых напряжений для зубчатых колес.

Для данного цилиндрического редуктора, в связи с серийным его производства, назначаем материал зубчатых колес и вид термической обработки.

Назначаем Сталь 40Хи вид термической обработки: ТВЧ.

При этом твердость зубьев колес составляет:

шестерни 260…280 НВ

колеса 240…260 НВ

Принимаем твердость сердцевины: Принимаем твердость поверхности:

шестерни НВ₁= 270 шестерни НRC₁= 48

колеса НВ₂= 250 колеса НRC₂= 47

1. Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни.

Допускаемые контактные напряжения вычисляем по формуле:

где:

- предел выносливости по контактным напряжениям;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент запаса.

Предел выносливости вычисляется в зависимости от вида термообработки колеса (шестерни)

= 17 · НRC₁+ 200 =17 · 48 +200 = 1016 МПа

Коэффициент запаса определяется также в зависимости от вида термообработки:

S_H= 1,2.

Коэффициент долговечности:

K_HL= , изменяется в пределах 1 ≤K_HL ≤ 2,4

Базовое число циклов : = 30 · НВ^2,4;

= 30 · (270)^2,4= 20,53 ·10⁶;

эквивалентное число циклов нагружения:

= 60 ·n₁·t· · ;

где

n₁– частота вращения шестерни,n₁= 734,5 мин^-1

t_i– расчетный ресурс редуктора,t_i = 8000 час..

- относительное значение крутящего момента на i – й ступени графика нагрузки (см. рис. 2)

- относительная продолжительность действия крутящего момента на i – й ступени графика нагрузки (см. рис 2)

N_HE1= 60 · 734,5 · 8000 · (1³· 0,4 + 0,6³· 0,4 + 0,3³· 0,2) = 173 · 10⁶

так как >, тоK_HL= 1

МПа

2. Определение допускаемых контактных напряжений для колеса.

= 17 · НRC₂+200 =17 · 47 +200 = 999 МПа.

= 30 · (НВ₂)^2,4= 30 · (250)^2,4= 17,1· 10⁶.

так как >, тоK_HL= 1

= 999 ·832 МПа

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

= =832МПа

= 40 · HRC =40 · 48 = 1920 МПа

6. Допускаемые изгибные напряжения

   1. Определение допускаемых изгибных напряжений для шестерни.

Значения пределов выносливости и коэффициент запасаS_Fвыбираем из таблиц [3, с. 147], в зависимости от вида термообработки шестерни.

В нашем случае шестерня подверглась ТВЧ и, следовательно:

= 650 МПа

S_F1= 1,75

Коэффициент K_FC определяется в зависимости от возможности реверса передачи, в нашем случае возможность нереверса возможна и, следовательно:

K_FC1=K_FC2= 1

N_FO1– базовое число циклов;

N_FO1= 4 · 10⁶для всех сталей.

Коэффициент K_FLопределяется в зависимости от твердости:

При НВ ≥ 350 К_FL1=; 1 ≤ К_FL≤ 1,6

N_FE1= 60 ·n·t·

N_FE1= 60 · 734,5 · 8000 · (1⁹· 0,4 + 0,6⁹· 0,4 + 0,3⁹ · 0,2) =142 · 10⁶

Так как N_FE1>N_FO, тоK_FL1= 1

Таким образом = 371 МПа