2015-05-26
1933
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. гл. III,табл. 3.3); для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка -улучшение, но твердость на 30 единиц ниже — НВ 200.
Допускаемые контактные напряжения [формула (3.9)]
где s Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов
По табл. 3.2 гл. III для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
s Н lim b = 2 НВ + 70
КHL — коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают КHL = 1; коэффициент безопасности [ SH ] = 1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле (3.10) гл. III.
[s н ] = 0,45 ([s н 1] + [s н 2]);
|
для шестерни 482 МПа
|
для колеса» 428 МПа.
Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение
|
|
|
[s н ] = 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.
Требуемое условие [s н ] £ 1,23 [s н 2] выполнено.
Коэффициент КН b, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис. 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае несимместричного расположения колес, значение КН b = 1,25.
Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосе-
|
вому расстоянию
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) гл. III
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего редуктора и = и р = 5.
Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 200 мм.
Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
тп = (0,01 ¸ 0,02) aw = (0,01 ¸ 0,02) 200 = 2 ¸ 4 мм;
принимаем по ГОСТ 9563 — 60* тп = 2,5 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев b = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса [см. формулу (3.16)]:
Принимаем z 1 = 26; тогда z 2 = z 1 и = 26 . 5 = 130.
Уточненное значение утла наклона зубьев
Основные размеры шестерни и колеса:
Диаметры делительные
|
Проверка
диаметры вершин зубьев:
ширина колеса b2 = y baaw = 0,4 . 200 = 80 мм:
ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 85 мм.
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи
При тaкой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.
|
|
|
Коэффициент нагрузки
Значения Кн bданы в табл. 3.5; при y bd = 1,275, твердости НВ £ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи Кн b»1,155.
По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности КН a» 1,08. По табл. 3.6 для косозубых колес при v £ 5 м/с имеем КН v = 1,0. Таким образом, КН = 1,155 х 1,08 х 1,0 = 1,245.
Проверка контактных напряжений по формуле (3.6):
|
окружная
|
радиальная
осевая Fa = Ft tgb = 3750 tg 12°50' = 830 H.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (3.25):
|
у шестерни
|
у колеса
Допускаемое напряжение по формуле (3.24)
По табл. 3.9. для стали 45 улучшенной при твердости НВ £ 350 s0 F lim b = 1,8 НВ.
Для шестерни s0 F lim b = 1,8 . 200 = 360 МПа. [ SF ] = [ SF ]¢ [ SF ]¢¢ - коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле (3.24)], где [ SF ]¢ = 1,75 (по табл. 3.9), [ SF ]¢¢ = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [ SF ] = 1,75.
Долпускаемые напряжения
|
для шестерни
|
для колеса
|
Находим отношения
|
для шестерни
|
для колеса
Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для котоорого найденное отношение меньше.
Определяем коэффициенты Y b и KF a [см. гл. III, пояснения к формуле (3.25)]:
для средних значений коэффициента торцового перекрытия ea = 1,5 и 8-й степени точности KF a = 0,92.
Проверяем прочность зуба колеса по формуле (3.25):
Условие прочности выполнено.
