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:
w1 и w2 — угловые скорости быстроходного и тихоходного валов, с -1
Ln — рабочий ресурс двигателя, час
3.2.2 Принимаем число циклов переменных напряжений для шестерни и колеса:
Nно2 = 16,29*10 6 (млн. циклов)
Nно-число циклов перемены напряжений соответсвующих выносливости циклов
3.2.3 Определяем коэффициент долговечности для шестерни и колеса:
Nно — число циклов переменных напряжений соответствующих пределу выносливости
N — число циклов переменных напряжений за весь срок службы привода.
3.2.4 Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, соответствующих числу циклов переменных напряжений:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.2.5 Определяем допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни и колеса:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
Принимаем [s]H = 514,3 Н/мм 2 , т.к. рассчитываем по менее прочным зубьям.
3.2.6 Определяем коэффициент долговечности зубьев шестерни и колеса для определения допускаемых напряжений изгиба:
Где NFO1, NFO2 — число циклов переменных напряжений для зубьев шестерни и колеса соответствующему пределу выносливости, для всех сталей принимаем равным 4*10 6 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/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.2.8 Определяем допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
3.1.9 Примем значения[у]F1 и [у]F2 на 25% меньше расчётного:
(Н/мм 2 )
(Н/мм 2 )
Принимаем F = 191,966 (Н/мм 2 ), т.к. выбираем по менее прочным зубьям.
3.12 Составляем табличный ответ расчета:
4. Расчет зубчатой передачи
4.1.1 Определяем межосевое расстояние передачи:
(мм)
Ka — вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи, принимаем равный 43
UЗП — передаточное число закрытой передачи, равное 5,0
Т2 — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
yа — коэффициент ширины венца колеса, равное 0,315
[s]н — допускаемое контактное напряжение, H/мм 2
Kнb — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся колес, равный 1
Принимаем: (мм)
4.1.2 Определяем делительный диаметр колеса:
(мм)
aw = 102(мм) — межосевое расстояние передачи
UЗП = 5,0 — передаточное число передачи
4.1.3 Определяем ширину венца колеса: b2 = шa* aw = 0,315*102 = 32,13(мм) где
шa= 0,315 — коэффициент ширины венца колеса
aw = 102(мм) — межосевое расстояние передачи
4.1.4 Определяем модуль зацепления:
(мм)
Km— вспомогательный коэффициент для косозубых передач, равный 5,8
Т2 — вращающий момент на тихоходном валу редуктора, Н*м
4.1.5 Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:
4.1.6 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
(зубьев)
aw — межосевое расстояние передачи, мм
mn — нормальный модуль зацепления, мм
bmin — угол наклона зубьев
4.1.7 Уточняем фактический угол наклона зубьев:
4.1.8 Определяем число зубьев шестерни:
(зубьев)
4.1.9 Определяем число зубьев колеса:
(зубьев)
4.1.10 Определяем фактическое передаточное число передачи и проверяем его отклонение от заданного:
4.1.11 Определяем фактическое межосевое расстояние передачи:
(мм)
4.1.12 Определяем основные геометрические параметры передачи:
а) Определяем делительный диаметр шестерни и колеса:
mn — нормальный модуль зацепления, мм
Z1 — число зубьев шестерни
б) Определяем диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
d1 — делительный диаметр шестерни, мм
d2 — делительный диаметр колеса, мм
mn — нормальный модуль зацепления, мм
в) Определяем диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
d1 — делительный диаметр шестерни, мм
d2 — делительный диаметр колеса, мм
mn — нормальный модуль зацепления, мм
г) Определяем ширину венца шестерни и колеса:
aw — межосевое расстояние передачи, мм
yа — коэффициент ширины венца колеса, равен 0,315
