аються витрати на спеціальне обладнання та інструменти. Твердість матеріалу НВ? 350 дозволяє проводити нарізування зубів після термообробки. При цьому можна отримувати високу точність без застосування дорогих оздоблювальних операцій. Колеса цієї групи добре прірабативаются і не схильні крихкому руйнуванню при динамічних навантаженнях. Для кращої підробітки зубів твердість шестерні рекомендується призначати більше твердості колеса на 30 - 50 одиниць:
НВ 1? НВ 2 + (30 - 50) НВ, (4.1)
де НВ 1, HВ 2 - твердість робочих поверхонь шестерні і колеса.
Технологічні переваги матеріалу при НВ? 350 забезпечили йому широке поширення в умовах індивідуального і дрібносерійного виробництва, в мало- і средненагруженних передачах.
Враховуючи, що завданням передбачено проектування індивідуального приводу, рекомендується вибирати матеріали для зубчастих коліс з твердістю НВ? 350. Для отримання передач порівняно невеликих габаритів слід підібрати матеріал шестерні твердістю, близькою до НВ »300. Механічні характеристики сталей, використовуваних для виготовлення зубчастих коліс та інших деталей машин, наведені в дод., Табл. П. 2; Дані про матеріали доцільно представити у вигляді табл. 4.1.
Таблиця 4.1 Механічні характеристики матеріалів зубчастих коліс
Зубцювате колесоМарка сталіТермообработкаТвердость серцевини НВ, кгс/мм 2 Межа міцності s в, МПаШестерня Колесо 40Х Улучшеніе230 280
4.2 Визначення геометричних і кінематичних
параметрів редуктора (колеса косозубиє)
При розрахунку передач слід вважати, що редуктор виконується у вигляді самостійного механізму, тому відповідно до ГОСТ 21354-87 основним параметром передачі є міжосьова відстань aw [8],
aw=430 (9,5 + 1) 127,71 (4.2) гдеК а=430 - допоміжний коефіцієнт для косозубих передач;
U - передавальне число редуктора;
Т 2 - обертаючий момент на вихідному валу, Н? м;
До н b - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця, приймається за графіком (рис. 4.1) залежно від параметра y bd,
(4.3) y bd=0,5 * 0,4 (9,5 + 1)=0,99
де y bа - коефіцієнт ширини зубчастого колеса щодо міжосьової відстані, приймається з ряду 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0.
Рис. 4.1
Допустиме контактне напруження для косозубой передачі, МПа,
=0,45 (407,20 + 359,91)=345,19 (4.4)
де s НР1 і s НР2 - допустимі контактні напруги для матеріалів шестерні і колеса відповідно,
0,9=407,20
(4.5),=359,91
(4.6)
де s н lim b1 і s н lim b2 - межі контактної втоми поверхонь зубів, відповідні базовому числа циклів напруг шестерні і колеса, МПа,
=2 * 280 + 70=630 (4.7)=2 * 230 + 70=530 (4.8)
гдеНВ 1, НВ 2 - твердість матеріалів шестерні і колеса відповідно (табл. 4.1);
S Н=1,1 - коефіцієнт запасу міцності для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу; ZN - коефіцієнт довговічності,
при Nk? NH lim, але не більше 2,6; (4.9)
при Nk gt; NH lim, але не менш 0,75; (4.10)
для шестерні
або=(4.11)
для колеса
або=(4.12)
гдеN H lim - базове число циклів напруг, відповідне межі витривалості, мільйонів циклів,
; (4.13)
для шестерні=30 * 2802,4=22402708 (4.14)
для колеса=30 * 2302,4=13972305 (4.15)
гдеNk - сумарне число циклів напруг, мільйонів циклів,
для шестерні Nk1=60 n1 Lh=60 * 633,33 * 18200=2127988800 (4.16)
для колеса Nk2=60 n2 Lh=60 * 66,66 * 18200=538708800 (4.17)
гдеn1, n2 - частота обертання шестерні і колеса відповідно, об/хв;
Lh - необхідний ресурс передачі, ч.
При виконанні розрахунків прийняти ZRZVZLZX=0,9,
гдеZR - коефіцієнт, що враховує вплив вихідної шорсткості сполучених поверхонь зубів;
ZV - коефіцієнт, що враховує вплив окружної швидкості;
ZL - коефіцієнт, що враховує вплив мастильного матеріалу;
Zх - коефіцієнт, що враховує розмір зубчастого колеса.
Модуль зубів, мм,
=0,02 * 131,36=2,5 (4.18)
Значення модуля приймається з певного інтервалу та узгоджується зі стандартним (табл. 4.2).
Таблиця 4.2
