2.1. Исходные данные:

Крутящий момент на шестерне T₁ = 72,3 Hм;

Крутящий момент на колесе T₂ = 277,38 Hм;

Частота вращения шестерни n₁ =712 мин^-1;

Частота вращения колеса n₂ = 178 мин^-1;

Передаточное число u = 4;

Срок службы передачи L = 5лет;

Коэффициент суточного использования K_c = 0.29;

Коэффициент годового использования K_r = 0.6.

2.2. Выбор материала и термообработки

Шестерня: Сталь 40ХН. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 48-53HRC_э.

Колесо: Сталь 40ХН. Термообработка: улучшение и закалка ТВЧ. Твёрдость 48-53HRC_э.

2.3. Определение допускаемых напряжений

2.3.1.Определение срока службы передачи

t_Σ = L·365·Kг·24·Кс

t_Σ=5·365·0,6·24·0,29=7621,2ч

2.3.2. Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

, (2.1)

где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N – коэффициент долговечности

Определяем базовые допускаемые напряжения:

(2.2)

σ_Hlim=17HRCэ+200=17·50,5+200=1058,5 МПа

Z_R=1;

Z_V=1;

S_H=1,3.

(2.3)

m = 6;

N_HE=60·n·t_Σ =

=60·n·t_Σ (a₁b₁³+a₂b₂³+…+ a_ib_i³) (2.4)

Шестерня	Колесо
NHE1=60·712·7621,2·(0,15·13+0,002·1,43+ +0,85·0,23)=5,28·107 NHE1< NHО1	NHE2=60·178·7621,2·(0,002·1,43+0,15·13+0,85·0,23)=1,32·107 NHE2< NHО
814,23·1,14=928,22МПа		814,23·1,44=1172,49МПа

За расчётное принимаем 928,22МПа

2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчёте зубьев на изгиб

(2.5)

(2.6)

(2.7)

N_FO=4·10⁶; m=9

(2.8)

=550МПа, Y_R=1,Y_X=1,Y_δ=1,S_F=1,7

=550·1·1·1/1,7=323,53МПа

N_FE1,2>N_F0=>Y_N=1

Y_A=1 – передача нереверсивная

2.3.4.Определение диаметра внешней делительной окружности колеса

d_e2= 1650· (2.9)

где d_e2 - диаметр внешней делительной окружности колеса, мм;

K_H - коэффициент нагрузки, K_H =1,5;

Т₂ - крутящий момент на колесе, Н • м;

[σ]_H - допускаемые напряжения на контактную прочность, МПа;

V_H - коэффициент понижения контактной прочности конической передачи, V_H =0,85.

d_e2 = 1650

Назначаем d_e2 = 225 мм.

Определяем окружную скорость колеса

=1,07<3м/с . Передачу проектируем прямозубой.

2.3.5. Определение числа зубьев шестерни

Определяем делительный диаметр шестерни:

(2.10)

По делительному диаметру назначаем число зубьев шестерни = =16, т.к. Н₁ и Н₂ >45 HRC_Э.

2.3.6. Определение числа зубьев колеса

Z₂ =Z₁u (2.11)

Z₂ = 16·4=64

2.3.7.Определение торцевого модуля

m_te = d_e2ст./Z₂ (2.12)

m_te = 225/64=3,51

Стандартное значение торцевого модуля m_te = 3,5 (ГОСТ 9563-80)

2.3.8.Уточнение диаметра делительной окружности колеса

d_e2 = m_te Z₂ (2.13)

d_e2 = 3,5·64=224 мм

2.3.9.Определение фактического передаточного числа

2.3.10.Определение внешнего конусного расстояния

(2.14)

где z ₁и z₂ - фактические числа зубьев шестерни и колеса.

R_e = 0.53,5 = 115,44мм

2.3.11.Определение ширины колес

b = k_beR_be, (2.15)

где k_be – коэффициент ширины, k_be = 0,285

b = 0,285·115,44=32,9004мм.

Назначаем b=36мм

2.3.12.Определение углов наклона образующих делительных конусов

δ₂ = arctg u (2.16)

δ₁= 90⁰- δ₂ (2.17)

δ₂ = arctg 4= 75,9637⁰

δ₁= 90⁰-75,9637⁰ = 14,0363⁰

2.3.13. Определение диаметров колес

Делительные диаметры:

d_e1 = m_te  z₁ (2.18)

d_e2 = m_te  z₂ (2.19)

d_e1 =3,5·16=56мм

d_e2 = 3,5·64=224мм

Внешние диаметры:

d_ae1 = d_e1+2(1+x₁)m_tecos δ₁ (2.20)

d_ae2 = d_e2+2(1+x₂)m_tecos δ₂ , (2.21)

где х₁ и х₂ – коэффициенты радиального смещения, х₁ и х₂ = 0

d_ae1 =56+2·3,5·cos14,0363=62,79мм

d_ae2 =224+2·3,5·cos75,9637=225,69мм