2.5. Проектный расчет быстроходной цилиндрической передачи.
2.5.1. Исходные данные для расчета на контактную выносливость.
1. Частота вращения вала – шестерни n1=nII=363,8об/мин и колеса n2=nIII=72,8об/мин.
2. Вращающие моменты на валу – шестерне Т1=ТII=174,5Hм и колеса Т2=ТIII=846,2Hм
3. Передаточное число зубчатой передачи U=5.
4. Заданный срок службы (ресурс) передачи 8,5 лет.
2.5.2. Выбор материалов зубчатых колес и их термообработка.
Для обеспечения одинаковой контактной выносливости зубьев – шестерни и колеса (при НВ <350) рекомендуется назначить твердость зубьев шестерни на 20…50НВ выше, чем для колеса.
Исходя из этого, для изготовления зубчатых колес применяем, стали различных марок, для вала- шестерни 40Х (НВ280), для колеса сталь 45 (НВ 230) с одинаковой термообработкой – улучшение.
2.5.3. Определение допускаемого контактного напряжения при расчете на выносливость.
Допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость для материала шестерни [σH]1, и колеса [σH]2 определяем по формуле:
;
где σHО – предел контактной выносливости поверхности зубьев
SH1 – коэффициент безопасности
KHL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы
,
где NHoi – число циклов перемены напряжений
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)
,
где Ксут. – коэффициент суточной загрузки
Кг – коэффициент годовой загрузки
С – количество колес находящихся в зацеплении с рассчитываемым
n – частота вращения
t – срок службы
Вi и аi – коэффициенты загрузки привода
Окончательно принимаем КHL1=1; КHL2=1.
В качестве допускаемого контактного напряжения для цилиндрической передачи принимаем меньшее из двух:
[σH]=[σH]=481,82МПа
2.5.4. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе.
Допускаемые напряжения на выносливость при изгибе определяется отдельно для материала шестерни [σF]1 и [σF]2 по формулам
,
где σFO – предел выносливости при изгибе соответствующий базовому числу циклов
NFO – перемены напряжений.
SF1=SF2=1,75 – коэффициент безопасности
КFLi – коэффициент долговечности
,
где - число циклов перемены напряжений для всех статей, соответствующее пределу выносливости;
N – число циклов за весь срок службы
Окончательно принимаем КFL1=1; КFL2=1.
В качестве допустимого напряжения на изгиб принимаем наименьшее из двух
[σF]=[σF]=236,6МПа
2.5.5. Определение межосевого расстояния.
Основным параметром закрытой зубчатой передачи в редукторе, определяющим ее работоспособность и габариты, является межосевое расстояние, которое определяется по формуле
,
где Ка – вспомогательный коэффициент
Ка=43 – для косозубой передачи
- коэффициент ширины венца колеса
ψа=0,28…0,36 – для шестерни симметричного расположенной относительно опор;
U – передаточное число передачи;
Т2 – вращающий момент на тихоходном валу;
[σ]Н - допускаемое контактное напряжение;
КНβ =1 – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
По ГОСТ 2185-66 принимаем аW=125мм
Условие выполняется, следовательно, стандартное значение aW выбрано, верно.