Проектирование и расчет конической передачи
2.1 Выбор материалов зубчатых колес и допускаемых напряжений
Твердость материала шестерни должна быть на 20-30 единиц выше твердости колеса.
Принимаем по таблице 3.2 [2, стр. 52] материал – сталь 40Х для шестерни и сталь 40Х для колеса.
Термообработка – улучшение.
Шестерня – НВ1 = 280;
Колесо – НВ2 = 260;
Пределы выносливости по контактным напряжениям вычисляем по формулам по таблице 3.1 [2, стр. 52]:
[σ]H01 = 1,8 ∙ 280 + 67 = 571 МПа (24)
[σ]H02 = 1,8 ∙ 260 + 67 = 535 МПа (25)
Вычисляем допускаемые контактные напряжения по формулам [2, стр. 55]:
(26)
(27)
где KHL – коэффициенты долговечности шестерни и колеса, учитывающий влияние срока службы и режима работы передачи. Для базового числа циклов N = 107 принимаем KHL = 1 [2, стр. 55].
[σ]H1 = 1 · 571 = 571 МПа (28)
[σ]H2 = 1 · 535 = 535 МПа (29)
Расчет прямозубых передач ведем по меньшему значению - по [σ]H2 = 535 МПа.
Пределы выносливости по изгибным напряжениям вычисляем по формулам [2, стр. 52]:
[σ]F01 = 1,03 ∙ HB1 = 1,03 ∙ 280 = 288 МПа (30)
[σ]F02 = 1,03 ∙ HB2 = 1,03 ∙ 260 = 268 МПа (31)
Вычисляем допускаемые изгибные напряжения:
[σ]F1 = KFL · [σ]F01 (32)
[σ]F2 = KFL · [σ]F02 (33)
где KFL – коэффициенты долговечности шестерни и колеса [2, стр. 55]. Принимаем KFL = 1 для базового числа циклов.
МПа (34)
МПа (35)
2.2 Определение размеров зубчатых колес
При консольном расположении шестерни относительно опор и постоянной нагрузке принимаем: коэффициент ширины венца колеса по делительному диаметру ψbd = 0,4; коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба = 1,12 и KHv = 1,22 [2, стр. 68].
Вычисляем средний делительный диаметр шестерни [2, стр. 68]:
(36)
мм
Принимаем делительный диаметр ведущего колеса d1 = 80 мм
Вычисляем ширину зубчатого венца [2, стр. 69]:
(37)
Вычисляем внешний делительный диаметр шестерни [2, стр. 70]:
(38)
Вычисляем внешний делительный диаметр колеса [2, стр. 70]:
(39)
При числе зубьев шестерни 18…28 рекомендуемые значения производственного модуля [2, стр. 69]:
(40)
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1] me = 5.
Вычисляем число зубьев колеса [2, стр. 70]:
(41)
Пересчитываем фактическое расстояние de2 [2, стр. 70]:
(42)
Отклонение от de2 -0,13% , что допустимо.
Вычисляем число зубьев шестерни [2, стр. 70]:
(43)
Вычисляем фактическое передаточное число [2, стр. 70]:
(44)
Отклонение от i = -2,40%, что допустимо.
Вычисляем углы делительных конусов:
Шестерни:
21,8° (45)
Колеса:
(46)
Вычисляем основные геометрические размеры передачи [2, стр. 70]:
Внешний делительный диаметр шестерни:
(47)
Внешний диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:
(48)
(49)
Внешний диаметр впадин зубьев шестерни и колеса:
(50)
(51)
Рисунок 1 – Геометрические параметры конической зубчатой передачи.
Внешнее конусное расстояние:
(52)
Среднее конусное расстояние:
(53)
Проверяем рекомендации:
(54)
(55)
(56)
(57)
Условия соблюдаются.
Определяем средний модуль зацепления:
(58)
Вычисляем фактический делительный диаметр шестерни и колеса:
(59)
(60)
Вычисляем среднюю окружную скорость зубчатых колес:
(61)
Принимаем 9-ую степень точности [2].
Определяем окружное усилие в зацеплении [2, стр. 100]:
(62)
Радиальное усилие на шестерне, численно равное осевому усилию на колесе [2, стр. 100]:
(63)
Радиальное усилие на колесе, численно равное осевому усилию на шестерне [2, стр. 100]:
(64)