Вывод: к дальнейшему расчету принимается i_12=5.
Определение частоты вращения валов привода.
Ведущий вал зубчатого редуктора:
n_1=n_дв^ =730 об/мин.
Ведомый вал зубчатого редуктора:
n_2=n_1/i_12 =730/5=146 об/мин.
Вывод: к дальнейшему расчету принимается:
n_1=730 об/мин; n_2=146 об/мин.
Определение крутящего момента.
Ведущий вал зубчатого редуктора (без учета потери мощности на трение):
T_1=9550•P_дв/n_дв =9550•11/730=143,90 Нм.
Ведомый вал зубчатого редуктора (с учетом потерь на трение):
T_2=T_1•i_12•?=143,90•5•0,95=683,52 Нм.
Вывод: к дальнейшему расчету принимается:
Т_1=143,90 Нм; Т_2=683,52 Нм.
Выбор материала для изготовления зубчатых колес
Для изготовления зубчатых колес как высоко нагруженных деталей рекомендуется использовать легированную сталь 40Х.
Назначить термообработку: улучшение (поверхностная закалка ТВЧ и высокий отпуск).
Обеспечить в результате улучшения поверхностную твердость, равную:
Для зубьев ведомого колеса z_2:НВ_2=220 МПа;
Для зубьев ведущего колеса z_1:НВ_1=220+40=260МПа.
Механические характеристики стали 40Х:
z_1:?_в1=900 МПа; z_2: ?_в2=730 МПа.
z_1:?_T1=750 МПа;z_2: ?_T2=500 МПа.
Допускаемые напряжения.
Допускаемые контактные напряжения.
[?_Н ]=(?_Н lim?b)/S_H •K_HL,МПа.
Определение базового предела контактной выносливости (?_Н lim?b):
?_Н lim??b=2HB+70 МПа?;
?_Н lim??b_1=2HB_1+70МПа=2•260+70=590 МПа;?
?_Н lim??b_2=2HB_2+70МПа=2•220+70=510 МПа.?
Определение коэффициента безопасности:
S_H=1,1 ( для термообработки).
Определение коэффициента долговечности:
K_HL=v(N_HO/N_HЕ )?1.
а) Определение базового числа циклов перемены контактных напряжений.
N_HO=30(HB)^2.4 циклов;
N_HO1=30(HB_1 )^2.4=30•260^2.4=18.75•10^6 циклов;
N_HO2=30(HB_2 )^2.4=30•220^2.4=12.5•10^6 циклов.
б) Определение фактического числа циклов перемены контактных напряжений в течение заданного срока службы привода:
N_HЕ=60•c•n•t•?-?(T_i/T_ном ? )^3 t_i/t , циклов,
где: с – число зубчатых колес, одновременно взаимодействующих с данным действующем колесом. с=1, так как проектируемый редуктор одноступенчатый;
n, об/мин – частота вращения вала, на котором закреплено данное зубчатое колесо (z_1:n=n_1; z_2:n=n_2);
t - срок службы привода, измеряемый в часах:
t=L•365•24•K_сут•K_год,часов;
t=7•365•24•0,7•0,6=25754,4 часов;
?-?(T_i/T_ном ? )^3 t_i/t – коэффициент неравномерности нагрузки:
?-?(T_i/T_ном ? )^3 t_i/t=1^3•0,2+?0,8?^3•0,5+?0,6?^3•0,3=0,521.
N_HE1=60•1•730•25754,4•0,521=587,71•10^6 циклов;
N_HE2=N_HE1/i_12 =(587,71•10^6)/4,5=130•10^6 циклов.
Вывод: так как N_HE1,2>N_HO1,2, то K_HL1=K_HL2=K_HL=1.
Далее определяются допускаемые напряжения.
[?_H ]_1=(?_H limb_1)/S_H •K_HL=590/1,1•1=536,36 МПа;
[?_H ]_2=(?_H limb_2)/S_H •K_HL=510/1,1•1=463,64 МПа.
В качестве допускаемого контактного напряжения для косозубого цилиндрического редуктора принимается среднее из двух расчетных значений, равное [?_H ]=0,5•(536,36+463,64)=500 МПа.
[?_H ]=500 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба.
[?_F ]=(?_F•limb)/S_F
