Расчет редуктора

  б) Быстроходный вал:

  w₁ = w_ном/ U_оп =39,95(рад/с)

        U_оп  - передаточное число открытой передачи

            в) Тихоходный вал:

   w₂ = w₁ / U_зп = 39,95/ 5,0 = 7,99(рад/с)

   где

   w₁ - угловая скорость быстроходного вала

U_зп - передаточное число закрытой передачи в соответствии СТ СЭВ 221-75, принимаем 5,0

  г) Вал рабочей машины:

  ω_рм = ω₂ = 7,99(рад/с)

   где

   w₂ - угловая скорость тихоходного вала.

     2.2.3  Определяем вращающий момент валов привода: 

      а) Вал двигателя:

  Т_дв = Р_дв / w_ном = 1100/ 96,29 = 11,42(Н*м)

    где

    P_дв - мощность на валу двигателя

    w_ном - номинальная угловая скорость

      б) Быстроходный вал:

  T₁ = Т_дв*U_оп*h_оп*h_пк= 11,42*2,41*0,965*0,992 = 26,35(Н*м)

    где

    Т_дв - вращающий момент двигателя

    h_пк - КПД подшипников качения

    h_оп - КПД открытой передачи

      г) Тихоходный вал:

  Т₂=Т₁*U_зп*h_зп*h_пк= 26,35*5,0*0,965*0,992 = 126,10(Н*м)

    где

    Т₁ - вращающий момент быстроходного вала

    U_зп - передаточное число закрытой передачи

    h_зп - КПД закрытой передачи

    h_пк - КПД подшипников качения 

         в) Вал рабочей машины:

  Т_рм = Т₂* h_м*h_пс = 126,10*0,98*0,985 = 121,73(Н*м)

    где

    Т₂ - вращающий момент тихоходного вала

                              h_пс - КПД подшипников скольжения

                              h_м - КПД муфты

     2.2.4Определяем частоту вращения валов привода:

        а) Вал двигателя:

              n_табл= n_ном = 920(об/мин)

   где

   n_ном - номинальная частота вращения двигателя

      б) Быстроходный вал:

   n₁ = n_ном /U_оп = 381,74(об/мин)

   где

   n₁ - частота вращения быстроходного вала

   n_ном - номинальная частота вращения двигателя

                  U_оп  - передаточное число открытой передачи

         в) Тихоходный вал:

     n₂ = n₁ / U_зп = 381,74/ 5,0 = 76,35(об/мин)

    где

    n₁ - частоту вращения быстроходного вала

    U_зп - передаточное число закрытой передачи

     г) Вал рабочей машины

     n_рм = n₂  = 76,35(об/мин)

    где

n₂ - частота вращения тихоходного вала.      

     2.2.5 Составляем табличный ответ  решения задачи:

                 Силовые и кинематические параметры  привода

 

 

                      3 Выбор материала зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений  

     3.1 Назначаем твердость, термообработку и материал.

а)для шестерни: 40Х, твердость 269…302 НВ, термообработка - улучшение.

б)колесо марка стали 40Х, твердость 235…262 НВ, термообработка

     3.2 Определяем среднюю твердость шестерни и колеса: 

             (HB)

             (HB)

     3.3 Определяем число циклов переменных напряжений за весь срок службы для шестерни и колеса:

     N_{1 =} 573 _*w_1* L_n= 573*39,95*24820=5,6816*10⁸

     N_{1 =}   573_*w_2* L_n= 573*7,99*24820=1,1363*10⁸

     где

    w₁ и w₂ - угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с^-1

    L_n - рабочий ресурс двигателя, час 

     3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:

  N_{но1   =}  22,8*10⁶ (млн. циклов)

  N_{но2   =}  16,29*10⁶ (млн. циклов)

        где

 N_но- число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов

     3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса: 

  

     где

N_но - число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости

N - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.

     Принимаем K_HL1= K_HL2 =1, т.к. N > N_но

     3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²) 

     3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²)

  Принимаем [s]_H = 514,3 Н/мм², т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.

     3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба: 

  

     где

N_FO1, N_FO2 - число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10⁶ циклов

N₁, N₂ - число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода 

     3.2.7 Определяем напряжение изгиба соответствующему пределу изгибной выносливости для зубьев шестерни и колеса: 

   (Н/мм²)

        (Н/мм²) 

     3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса: 

     (Н/мм²)

     (Н/мм²) 

     3.1.9 Примем значения[σ]_F1 и [σ]_F2 на 25% меньше расчётного: 

   (Н/мм²)

   (Н/мм²)

  Принимаем _F = 191,966 (Н/мм²), т.к. выбираем по менее прочным зубьям. 
 
 
 

     3.12 Составляем табличный ответ  расчета: