3. Проектирование и расчёт редуктора

3.1. Расчёт цилиндрической, тихоходной ступени

3.1.0. Исходные данные:

передаточное отношение тихоходной ступени редуктора u_тих = 2,87

крутящий момент на валу Т₃ = 853,45 нм

3.1.1. Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс.

шестерня – улучшение,HB₁= 269 – 302,HB_2сред.=

• колесо – улучшение, твёрдость HB₂ = 235 – 262,HB_1сред.=

• сталь 40ХН _т = 750 МПа

3.1.2. Определение допускаемых контактных напряжений.

Шестерня:

МПа, где:

 предел контактной выносливости шестерни= 2HB_ср+70 = 2248+70 =566 МПа

S_H= 1,1 – коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

Z_R =1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

Z_V= 1 – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

 коэффициент долговечности (равен единице т. к.N_HEN_HG)

q = 6 т. к. HB 350

цик. – ресурс передачи

час.суммарное время работы передачи

Колесо:

МПа, где:

 предел контактной выносливости колеса

640 МПа

S_H= 1,1 – коэффициент запаса прочности (равен 1,1 т. к. шестерня с однородной структурой материала)

Z_R =1 – коэффициент учитывающий влияние шероховатостей сопряжённых поверхностей зубьев.

Z_V= 1 – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости.

 коэффициент долговечности (равен единице т. к.N_HEN_HG)

цик. – ресурс передачи

 суммарное время работы передачи

q = 6 т. к. HB 350

=490,5=509 МПа

Допускаемые напряжения на изгиб.

Шестерня:

МПа

Y_R= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

Y_A= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

S_F= 1,7– минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

МПа – предел выносливости

, т. к.N_FEN_FG

q = 6 т. к. HB350

цик.число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. – эквивалентное число циклов

Колесо:

МПа

Y_R= 1 – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями

Y_A= 1 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки

S_F= 1,7– минимальное значение коэффициента запаса прочности ( равен 1,7 т. к. шестерня не цементованная и не нитроцементованная)

МПа – предел выносливости

, т. к.N_FEN_FG

q = 6 т. к. HB350

цик.число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

цик. – эквивалентное число циклов

3.1.3.Расчёт межосевого расстояния.

П

a_W^’

редварительное значение межосево-

го расстояния: , где

знак «+» соответствует внешнему зацеп-

лению колеса и шестерни;

T₁– вращающий момент на шестерне (наи-

больший из длительно действующих), Нм;

u– передаточное число;

K= 10– коэффициент, зависящий от поверхност-

ной твёрдости зубьев шестерни и колеса

мм

Окружная скоростьвычисляется по формуле:

м/с, гдеn₁ – число оборотов вала

По данным окружной скорости находят степень точности зубчатой передачи.

Наша передача имеет 9 степень точности (v3).

Уточняют предварительнонайденноемежосевое расстояниепо формуле:

мм, где

K_a = 410 (т. к. колесо шевронное), МПа^1/3

 допускаемое контактное напряжение, в МПа

= 0,5коэффициент ширины (меньшие значения для передач с большой твёрдостью)

T₁– вращающий момент на шестерне (наибольший из длительно действующих), Нм;

u– передаточное число;

•  коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность

= 1,02коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (табл. 2.6)

 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

= 0,26коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

т. к. ширина колеса и диаметр шестерни ещё не известны (требуется для нахожденияK_H⁰).

K_H⁰ = 1,02

 распределение нагрузки между зубьями (для косозубых передач)

n_ст– класс точности

A= 0,25 – при твёрдости шестерни и колеса350HB

= 0,26коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8)

Вычисленное значениемежосевого расстояния округляют до ближайшего стандартного значения:= 225 мм