Для передач с прямыми зубьями и малой передаваемой мощности Р≤2 кВт материал зубчатых колес принимаем сталь40Х и вариант термообработки II:
колесо: – улучшение; HB 269…302; Gт=750•106,
шестерня: - улучшение и закалка ТВЧ, HRC 45…50.
Определяем допускаемое напряжение
Число циклов перемены напряжений:
для колеса N2=573 ω2•Lh=573•104,7•10000=600•106;
для шестерни N1= u• N2=0,74•600•106=444•106.
Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости, определяем по таблице 3.3 (8)
для колеса HBср=0,5(269+302)=285;NH02=20•106;
для шестерни HRCср=0,5(45+56)=50,5; NH01=100•106.
Коэффициент долговечности:
для колеса
,
для шестерни
,
Допускаемое контактное напряжение и напряжение изгиба, соответствующее числу циклов NH0 и 4•106 (см. таб. 2.2) (7):
для колеса
[σ]H02=1,8 HBср+67=1,8•285+67=580 МПа;
[σ]F02=1,03 HBср=1,03•285=293 МПа,
для шестерни
[σ]H01=14 HRCср +170=14•50,5+170=877 МПа;
[σ]F01=310 МПа, полагая, что модуль передачи m≤3 мм.
Допускаемое контактное напряжение и напряжение изгиба с учетом времени работы передачи:
|
|
для колеса
[σ]н2 =КНL2 x [σ]H02=1•580=580 МПа;
[σ]F2=КFL2 х [σ]F02=1•293=293 МПа,
для шестерни
[σ]н1 =КНL1 x [σ]H01=1•877=877 МПа;
[σ]F1=КFL1 х [σ]F01=1•370=310 МПа.
Среднее допускаемое контактное напряжение
[σ]н=0,45([σ]н1+[σ]н2)=0,45 (877+580)=656 МПа
При этом условие
[σ]н=656 МПа <1,23[σ]н2=1,23•580=713 МПа соблюдается
Окончательно принимаем в паскалях (Па)
[σ]н=656•106 Па; [σ]F2=293 106 Па; [σ]F1=310•106 Па.
Определение межосевого расстояния
, (1.8.14)
где Ка - вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Ка=49,5;
- коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28...0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах;
и- передаточное число редуктора;
Т3 - вращающий момент на тихоходом валу при расчете редуктора, Нм;
[σ]н - допускаемое контактное напряжение колеса с менее
прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение,
Н/мм2 (см. 3.1, п. 2, в) (8);
- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.
Для прирабатывающихся зубьев = 1(см. 3.1, п. 1) (8).
Принимаем =0,35, тогда =0,5 (u±1)=0,5•0,35(0,74+1)=0,3.
принимаем значение, а = 47 мм.
Предварительный размер колеса
Делительный диаметр, мм
d2=2а•u/(u±1)=2•47•0,74/(0,74+1)=40 мм; (1.8.15)
Ширина венца колеса и шестерни, мм
b2= a=0,35•47=16,5 мм. (1.8.16)
Принимаем b2=20 мм
b1= b2+(2…4)=20+4=24 мм. (1.8.17)
Модуль передачи
m ≥ 2КmТ3/ d2b2[σ]F. (1.8.18)
где Кm – вспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач Кm=5,8;
[σ]F – допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, н/мм2.
|
|
Подставляем значения в формулу
m ≥ 2 •5,8•7•103/(39•24•293)≥0,3 мм.
Примем стандартное значение m=2,0 мм.