5. Проектный расчет тихоходной зубчатой передачи
5.1 Выбор материала зубчатых колес
По таблице принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.
Принимаем для шестерни Сталь 50 (улучшение) со следующими механическими свойствами:
Предел прочности:
Предел текучести:
Твердость: 300 НВ
Принимаем для колеса Сталь 50 (улучшение) со следующими механическими свойствами:
Предел прочности:
Предел текучести:
Твердость: 270 НВ
5.2 Контактные напряжения (для шестерни)
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:
(5.2.1)
где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов
(5.2.2)
- твердость зубьев,
- коэффициент безопасности,
- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:
- длительно работающая передача.
5.3 Контактные напряжения при кратковременной перегрузке(для шестерни и колеса):
(5.3.1)
где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2
- предел текучести, Н/мм2
5.4 Контактные напряжения (для колеса)
(5.4.2)
(5.4.3)
5.5 Допускаемые контактные напряжения:
(5.5.1)
Условие выполняется
5.6 Напряжения изгиба: (для шестерни)
(5.6.1)
(5.6.2)
= 0,8 – реверсивная передача
– коэффициент безопасности, заготовка из проката.
(5.6.3)
- коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственности передачи, для НВ<350
- коэффициент, учитывающий нестабильность получения заготовки колес,
– коэффициент долговечности ,
- длительно работающая передача.
5.7 Напряжения изгиба: (для колеса)
(5.7.1)
(5.7.2)
=0,8-для реверсивных передач
– коэффициент безопасности
5.8 Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке(для шестерни и колеса):
(5.8.1)
где - предельно допускаемое напряжение, Н/мм2
- предел текучести, Н/мм2
5.9 Проектный расчет по контактным напряжениям
5.9.1 Ориентировочное значение диаметра делительной окружности
(5.9.1.1)
где - вспомогательный коэффициент,
- крутящий момент на валу шестерни, Нּм
- передаточное отношение передачи,
- коэффициент ширины колес относительно диаметра
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350
- расчетное допустимое напряжение,
5.9.2 Расчетная ширина колес:
(5.9.2.1)
Чтобы
обеспечить контактную прочность зубьев
принимаем
,
5.9.3 Нормальный модуль зацепления:
где - коэффициент ширины колес относительно модуля. Для закрытых передач редукторного типа при НВ<350
,
Принимаем
стандартное значение модуля для силовых
передач 1-го ряда значений
по ГОСТ 9563-60
.
5.9.4 Угол наклона зубьев.
где - коэффициент осевого перекрытия, принимается равным целому числу
что
не выходит за пределы значения
для косозубых колес.
5.9.5 Числа зубьев колес (шестерни):
где
- минимальное число зубьев шестерни при
угле наклона
,
Колесо
5.9.6 Уточняем делительные диаметры колес:
(4.9.5.1)
5.9.7 Межосевое расстояние передачи:
(5.9.7.1)
5.9.8 Диаметры выступов зубьев:
(5.9.8.1)
11
5.9.9 Диаметры впадин зубьев:
(5.9.9.1)
5.9.10 Окружная скорость колес:
(5.9.10.1)
где
- угловая скорость вращения вала шестерни
5.9.11 Усилия, действующие в зацеплении:
Окружная сила:
(5.9.11.1)
Радиальная сила:
, (5.9.11.2)
где
Осевая сила:
(5.9.11.3)
15
5.10.1 Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):
(5.10.1.1)
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:
где - коэффициент торцового перекрытия,
- коэффициент нагрузки,
где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов,
где
- коэффициент, учитывающий динамическую
нагрузку возникающую в зацеплении, при
НВ<350 и
.
При принимаемой 8-ой степени точности
изготовления
, (см. выше)
где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 и . При принимаемой 8-ой степени точности изготовления
Контактная прочность зуба обеспечивается.