4.Расчет закрытой передачи

Принимаем материалы: для шестерни – сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270 и для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

.

При длительной эксплуатации =1. Коэффициент безопасности примем = 1,15.

По таблице 3.2 предел контактной выносливости при базовом числе циклов = 2HB+70.

Тогда допускаемые контактные напряжения:

Для шестерни = =530 МПа;

Для колеса = =485 МПа.

Для криволинейных колес принимаем расчетное допускаемое контактное напряжение

=0,45 = =460 МПа.

Передаточное число редуктора u=3,15.

Вращающие моменты:

На валу шестерни Т₁= 26,656*10³ Н*мм;

На валу колеса Т₁=79,83*10³ Н*мм.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, при консольном расположении одного из колес принимаем по таблице 3.1 = 1,25.

Коэффициент ширины венца по отношению к конусному расстоянию (принимаем рекомендуемое значение)

= = 0,285.

Тогда внешний делительный диаметр колеса при проектировочном расчете по формуле

d_e2=K_d ,

где для колес с круговыми зубьями K_d= 86;

d_e2=86*

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее значение d_e2=160 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса z₂=z₁*u=25*3,15=78,75.

Примем z₂=79.

Тогда .

Отклонение от заданного , что допускается по ГОСТ 12289-76.

Внешний окружной модуль мм.

В конических колесах не обязательно иметь стандартное значение m_te. Это связано с технологией нарезания зубьев конических колес. Оставим значение m_te= 2,02.

Углы делительных конусов

ctg

Внешнее конусное расстояние R_e и ширина венца b

R_e= мм;

B= мм.

Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_te+z₁=2,02*25=50,5 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

d_ae1=d_e1+

d_ae2=d_e2+

Средний делительный диаметр шестерни

d₁= 84-0,5*24)* мм.

Средний окружной и средний нормальный модули зубьев

мм;

мм.

Здесь принят средний угол наклона зуба .

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость и степень точности передачи

Принимаем 7-ю степень точности, назначаемую обычно для конических передач.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений

по таблице 3.5 =1,05;

по таблице 3.4 =1,05;

по таблице 3.6 =1.

Таким образом, = 1,05*1,05*1=1,1025.

Проверка контактных напряжений

=

= МПа .

Силы в зацеплении:

Окружная

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

Осевая для шестерни, равная радиальной для колеса

.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

.

Коэффициент нагрузки

Здесь по таблице 3.7 , по таблице 3.8 .

Коэффициент формы зуба выбирают так

.

Для шестерни

Для колеса

При этом = 3,665 и =3,60.

Коэффициент учитывает повышение прочности криволинейных зубьев по сравнению с прямолинейными:

.

Коэффициент учитывает распределение нагрузки между зубьями. По аналогии с косозубыми колесами принимаем

где n=7 – степень точности передачи, .

Допускаемое напряжение

По таблице 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости НВ<350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба =1,8НВ;

для шестерни =1,8*270=490 МПа;

для колеса =1,8*245=440 МПа.

Коэффициент безопасности =1,75*1=1,75.

Допускаемые напряжения и отношения :

Для шестерни

Для колеса

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как

.

Проверяем зуб колеса