Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 3.3): для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - HB 200.
Допускаемые контактные напряжения
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термообработкой (улучшение)
- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают
Принимаем допускаемое напряжение по колесу
Вращающий момент на валу шестерни
Н*м = Н*мм
вращающий момент на валу колеса
Коэффициент нагрузки , несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см. рис.10.2), 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 несимметричного расположения колес, значения
Принимаем коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию = 0,4
Mежосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.8)
= (5+1)
Здесь принято . Ближайшее стандартное значение
Нормальный модуль зацепления
принимаем
Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и опре делим числа зубьев шестерни и колеса:
принимаем
тогда = 26*5 = 130
Уточненное значение угла наклона зубьев по формуле (3.16)
Основные размеры шестерни и колеса диаметры делительные:
диаметры делительные:
Проверка:
диаметр вершин зубьев:
диаметр окружности прорези зубов:
60,3 мм
ширина колеса 0,4*200 = 80 мм
ширина шестерни
Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности передачи:
Силы, действующие между сцеплениями на передаче:
круговой:
радиальный: 512 Н
осевое: 191 H
Достарыңызбен бөлісу: |