Проектирование мотор-редуктора (стр. 2 из 9)

3.1 Исходные данные для проектирования

· Вращающий момент на шестерне

36,04 Н∙м;

· Частота вращения шестерни

=1445 об/мин;

· Передаточное число u =4,16;

· Время работы передачи (ресурс)

=44000 ч;

· Условия работы: реверсивность, средние динамические нагрузки.

Особые технологические и эксплуатационные требования:

· Условия смазывания – закрытая передача;

· Тип передачи – с наружным зацеплением;

· Схема механизма – одноступенчатый редуктор с симметричным расположением колес относительно опор;

· Требования к компактности – средние;

· Масштаб производства – крупносерийное;

· Ограничения по шумности – средние.

3.2 Предварительные расчеты

Из соображений обеспечения средней компактности и средней стоимости изготовления предварительно примем:

· Твердость зубьев шестерни: H₁³ 45 HRC, колеса: H₂£ 350 HB;

· Передача – косозубая (рис. 3.1). Объем применения данных передач – свыше 40 % объема применения всех цилиндрических колес в машинах.

3.2.1 Предварительное (в первом приближении) значение межосевого расстояния

, мм:

мм,

Где коэффициент K = 8.

3.2.2 Предварительные размеры заготовок шестерни и колеса

мм,

мм.

3.2.3 Предварительная окружная скорость:

м/сек.

После анализа результатов выполненных расчетов примем:

· Марки материалов: шестерни – сталь 40Х с закалкой ТВЧ до твердости 45…50 HRC; колеса – сталь 45 с улучшением до твердости 235…262 HB.

· Тип передачи – косозубая.

· Степень точности изготовления – 8.

3.3 Допускаемые напряжения

3.3.1 Допускаемое контактное напряжение

Предел контактной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

для шестерни (

):

;

для колеса:

.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни:

,

где

– минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений. для колеса:

,

где

– минимальный коэффициент запаса;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении действующих и допускаемых напряжений.

Допускаемые напряжения: для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Допускаемое контактное напряжение

, принимаемое для расчетов:

МПа.

3.3.2 Допускаемое изгибное напряжение

Предел изгибной выносливости:

для шестерни:

МПа;

для колеса:

МПа.

Требуемый ресурс в циклах:

для шестерни:

;

для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

для шестерни:

, поэтому ;

для колеса:

, поэтому .

Коэффициент запаса прочности:

для шестерни и колеса:

,

где

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент запаса, учитывающий ответственность;

– коэффициент запаса, учитывающий допущения при определении напряжений.

Допускаемые напряжения изгиба: для колеса:

МПа;

для шестерни:

МПа.

3.4 Коэффициент нагрузки

Коэффициенты

, , учитывающие внутреннюю динамическую нагрузку:

;

.

Коэффициенты ширины:

;

.

Коэффициенты

, _, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

;

.

Коэффициенты

, учитывающие распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления шестерни и колеса для косозубых передач:

, поэтому ,

где

– число, обозначающее степень точности по нормам плавности (ГОСТ 1643-81);

а = 0,25 – коэффициент, при

> 350 НВ и ≤ 350 НВ.

Коэффициент нагрузки

при расчетах на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки

при расчетах на изгибную выносливость:

.

3.5 Проектировочный расчет

3.5.1 Межосевое расстояние (второе приближение):

мм,

где

= 410 для косозубых и шевронных зубчатых колес и = 450 для прямозубых зубчатых колес;