Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

 

Выбираем материал для шестерни и колеса по табл.3.2 [4,c.52]:

шестерня - сталь 40Х, термообработка - улучшение 270НВ,

колесо - сталь 40Х, термообработка - улучшение 250НВ.

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле [4,c.53]:

 

(2.1)

 

где σHlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КHL - коэффициент долговечности;

[SH] - коэффициент безопасности;

 

по [1,c.33]: КHL =1; [SH] =1,1.

 

Определяем σHlimb по табл.3.1 [4,c.51]:

 

σHlimb =2НВ+70; (2.2)

σHlimb1 =2×270+70; σHlimb1 =610МПа;

σHlimb2 =2×250+70; σHlimb1 =570МПа.

 

Сделав подстановку в формулу (2.1) получим

 

; МПа;

; МПа.

 

Определяем допускаемое расчетное напряжение по формуле [4,c.53]:

 

(2.3)

;

МПа.

 

Определяем допускаемые напряжения по по табл.3.1 [4,c.51]:

 

[σ] Fo =1,03НВ;

[σ] Fo1 =1,03x270=281МПа;

[σ] Fo2 =1,03x250=257МПа.

Расчет тихоходной ступени привода

 

Проектный расчет

 

Определяем межосевое расстояние передачи по формуле [4,c.61]:

 

(3.1)

 

Где Ка - числовой коэффициент, Ка =49,5 [4,c.61] ;

КHβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, КHβ =1 для прямозубых колес [4,c.54] ;

 - коэффициент ширины венца колеса,

=0,315 назначаем по ГОСТ2185-66 с учетом рекомендаций [4,c.61] ;

U - передаточное отношение, U2=5 (см. табл.1):

Т - вращающий момент на колесе, Т3 =42,5 Нм (см. табл.1).

Подставив значения в формулу (3.1) получим:

 

 

Принимаем окончательно по ГОСТ6636-69 [4, табл.13.15]

 

 

Определяем модуль [2,c.36]:

 

(3.2)

mn=(0,01…0,02) ·70;

mn=0,7;

 

Принимаем модуль mn=1мм [2,c.36]

Так как тихоходная ступень внутреннего зацепления определяем разность зубьев зубьев по формуле [5, т.2, c.432]:

 

z2-z1=2aw/mn(3,3)

z2-z1=2·70/1;

z2-z1=140.

 

Определяем число зубьев шестерни и колеса по формулам (3.13) [2,c.37]:

 

z1= z2-z1/(U2+1); z1=140/6=23,3; z1=24;

z2= z2-z1-+z1=140+24=164; z2=164.

 

Отклонения передаточного числа от номинального нет.

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса по формуле [5, т.2, c.432]:

 

d=mn·z; (3.4)

d1=mn·z1=1х24=24мм;

d2=mn·z2=1х164=164мм;

 

Определяем остальные геометрические параметры шестерни и колеса по формулам [5, т.2, c.432]:

 

; ;

; ; (3.5)

; (3.6)

мм; мм; мм;

мм; ; мм;

; мм;

; мм

; мм;

; мм;

 

Определяем окружные скорости колес

 

; м/с.

 

Назначаем точность изготовления зубчатых колес - 7F [2,c.32].

Определяем силы в зацеплении [4, табл.6.1]: окружная

 

(3.7)

; Н;

 

Таблица 2

Параметры зубчатой передачи тихоходной ступени

Параметр	Шестерня	Колесо
mn, мм	1
ha, мм	1
ht, мм	1,25
h, мм	2,25
с, мм	0,375
z	24	164
d, мм	24	164
dа, мм	26	162
df, мм	21,5	166,5
b, мм	50	54
аW, мм	70
v, м/с	0,23
Ft, Н	531
Fr, Н	193

 

радиальная

 

; где α=20° - угол зацепления; (3.8)

; Н;

 

Осевые силы в прямозубой передачи отсутствуют.

Все вычисленные параметры заносим в табл.2.

 

Проверочный расчет по контактным напряжениям

 

Проверку контактных напряжений производим по формуле {4, c.64]:

 

; (3.9)

где: - К - вспомогательный коэффициент, для прямозубых передач К=436;

 

Ft =531Н (табл.2);

U2=5;

 

КНα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес КНα =1;

КНβ - см. п.3.1;

КНυ - коэффициент динамической нагруки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, КНυ =1,04 [4, табл.4.3].

 

(3.10)

 

Определяем ∆σН

 

;

; недогрузки, что допускается.