1. Выбор варианта термической обработки зубчатых колес
Вариант
термообработки (т.о.) выбираем, исходя
из вращающего момента
на колесе рассчитываемой быстроходной
ступени.
В
нашем примере
.
Принимаем вариант т.о. I
(табл. 1П.6 приложения 1П
[1, c.369]):
а) т.о. шестерни – улучшение, твердость поверхности 269…302 НВ;
б) т.о. колеса – улучшение, твердость поверхности 235…262 НВ;
в) марки сталей одинаковы для шестерни и колеса: 45; 40Х; 40ХН и др.
2. Предварительное определение допускаемого контактного напряжения при проектном расчете на сопротивление контактной усталости
Предел
контактной выносливости поверхности
зубьев
:
а) для шестерни (т.о. улучшение):
,
(2.15)
где
– средняя твердость поверхности зубьев
шестерни;
.
б) для колеса (т.о. улучшение):
,
(2.16)
где
– средняя твердость поверхности зубьев
колеса.
.
Базовое
число циклов напряжений
:
(2.17)
;
.
Эквивалентное
число циклов напряжений
за расчетный срок службы привода
при числе зацеплений зуба рассчитываемого
зубчатого колеса за один оборот
и коэффициенте
(табл. 1П.8 приложения 1П
[1, c.370]):
(2.18)
;
.
Определим
для шестерни и колеса конической ступени
коэффициенты долговечности
и
,
используемые при расчете передачи на
сопротивление контактной усталости.
Следует
отметить, что для конической передачи
коэффициент долговечности
определяется аналогичным образом, как
и для цилиндрической передачи в
зависимости от отношения эквивалентного
числа циклов напряжений
и базового
.
а)
для шестерни – так как
,
то коэффициент долговечности
определяется по формуле:
(2.19)
;
б)
для колеса – так как
,
то коэффициент долговечности
определяется по формуле:
(2.20)
.
Расчетный
коэффициент запаса прочности
при расчете контактной усталости
принимаем по табл. 1П.9 приложения 1П [1,
c.371]:
для шестерни и колеса (т.о. улучшение) –
.
Предварительная величина допускаемого контактного напряжения при расчете передачи на сопротивление контактной усталости по формуле:
(2.21)
;
.
В
качестве расчетного допускаемого
контактного напряжения
для конической передачи при известных
допускаемых контактных напряжениях
шестерни
и колеса
принимают величину, определяемую в
соответствии с рекомендациями, изложенными
в п.2.1 [см. формулы (2.17) или (2.18) [1, c.27]],
в зависимости от вида зубьев.
Для конической передачи с круговыми зубьями по формуле (2.18 [1, c.27]):
(2.22)
.
3. Определение главного параметра конической передачи
В
конической передаче коэффициент
ширины b
зубчатого венца относительно внешнего
конусного расстояния
рекомендуется:
< 0,3. Принимаем наиболее распространенное
значение
=
0,285.
С целью повышения жесткости опор конической передачи предполагаем использование конических роликоподшипников.
Рассчитаем параметр γ:
(2.23)
.
Определим
предварительно коэффициент
учитывающий распределение нагрузки по
ширине венца. По табл. 1П.19 приложения
1П [1, c.377]
при твердости поверхности зубьев колеса
<
350 НВ в зависимости от параметра γ = 0,33
по кривой Iр
принимаем: для передачи с круговыми
зубьями
– 1. Зададимся коэффициентом
,
учитывающим влияние вида зубьев
конической передачи при расчете на
контактную усталость.
Для передачи с круговыми зубьями по табл. 1П.21 приложения 1П [1, c.379] для варианта термообработки I:
(2.24)
.
Тогда
предварительно главный параметр
конической передачи – внешний делительный
диаметр колеса
:
(2.25)
мм.
Параметры передачи, определяемые предварительно, принимаем со знаком штрих. В дальнейших расчетах эти параметры подлежат уточнению и соответственно будут указываться без знака штрих.