2020-01-15
145
Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.
Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230
Допускаемое контактное напряжение
, (3.1)
где 
- допускаемое контактное напряжение МПа;
GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;
КНL – коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности.
GHlimb=2НВ+70, (3.2)
Для шестерни
, (3.3)
где 
- допускаемое контактное напряжение МПа;
НВ – твердость шестерни;
-коэффициент безопасности;
КНL – коэффициент долговечности.
=481 МПа
Для колеса
, (3.4)
где 
- допускаемое контактное напряжение МПа;
НВ2 – твердость шестерни;
-коэффициент безопасности;
|
|
|
КНL – коэффициент долговечности.
=427 МПа
Расчетное допускаемое напряжение
, (3.5)
Требуемое условие 
=408,6 МПа
Определение межосевого расстояния
, (3.6)
где 
- межосевое расстояние, мм;
Ка =43;
ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);
Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;
Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;
ψва – коэффициент ширины венца,
Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;
Кнв=1,2.
=184,47мм
Определение нормального модуля зацепления
mn=(0.01-0.02)· , (3.7)
где mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).
mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.
Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм
Принимаю mn=3,5 мм
Определение числа зубьев шестерни и колеса
Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°
, (3.8)
=21,2
Принимаю число зубьев шестерни z1=20
z2= z1 ·up, (3.9)
z2= 20 ·3,55=71
Уточнение значения угла наклона зубьев.
, (3.10)
где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;
mn – нормальный модуль зацепления, мм;
- межосевое расстояние, мм.
=0,884
