3 Расчет коничекой передачи

Выбор материала зубчатых колес;

Принимаем для шестерни и колеса одну и туже марку стали с

разной термообработкой (пологая, что диаметр заготовки шестерни не

привысит 102 мм).

Принимаем для шестерни сталь 45 улучшению НВ245; для колеса

сталь 45 улучшению с твердостью НВ245. [5, с. 34]

Допускаемые контактне напряжения:

(3.1)

Здесь принято для колеса:

при длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_HL = 1. [5, с. 341]

Коэффициент безопасности примем [S_H]=1,15.[5, c. 341]

Коэффициент K_Hβ при консольном расположении шестерни K_Hβ=1,35[5, с. 32]

Коэффициент ширины венца по отношению к внешниму конусному расстоянию

ψ_bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76)

Следовательно:

Внешний делительный диаметр колеса:

(3.2)

В это формуле для прямозубых передач

K_d = 99 [5, с. 341]

принимаем по ГОСТ 12289-76 Ближайшее стандартное значение

d_e2 =280 мм.

Принимаем число зубьев шестерни Z₁ = 20

Число зубьев колеса Z₂ = Z₁ ∙ u = 20 ∙ 3,55 = 71

(3.3)

Отклонение от заданного , что меньше установленного

ГОСТ 12289-76 3%

Внешний окружной модуль

(3.4)

Уточняем значение

(3.5)

Отклонение от стандартного значения составляет ,

что допустимо, так как менее допускаемых 3%

Углы делительных конусов:

ctg δ₁ = u = 3,55∙ δ₁ = 15˚42'

δ₂ = 90˚-δ₁, (3.6)

δ₂ = 90˚-δ₁ =90˚-15˚42'=74˚18'

Внешнее конусное расстояние:

(3.7)

(3.8)

Приниаем b = 42 мм

Внешний делительный диаметр шестерни:

(3.9)

Средний делительный диаметр шестерни:

(3.10)

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершынам зубьев):

(3.11)

Средний окружной модуль:

(3.12)

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

(3.13)

Средняя скорость колес:

(3.14)

Для конических передач обычно принимают 7-ю степень точности.

(3.15)

При , консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, [5, с. 39]

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, [5, с. 343]

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при V ≤ 5 м/с [5, с. 40]

Следовательно:

Проверочный расчет зубьев по контактным напряжениям: (3.16)

Недогрузка:

условие выполняется.

Силы в зацеплении:

Окружная сила:

(3.17)

Радиальная для шестерни, равная осевой для колеса

(3.18)

Осевая на шестерне, равная радиальной на колесе

F_a1 = F_r2 = F_t ∙tg α∙sin δ₁ , (3.19)

F_a1 = F_r2 = F_t ∙tg α∙sin δ₁ =2242,8∙0,36∙0,30=217,05 Н

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

(3.20)

Коэффициент нагрузки

(3.21)

По таблице 3.7 [5, с. 43] при , консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значения

При твердости НВ<350, скорости V= 6,52 м/с и 7-й степени точности

Тогда:

Y_F – коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев.

Для шестерни:

(3.22)

Для колеса:

(3.23)

При этом Y_F1 =4,061; Y_F2 = 3,6 [5, с. 42]

Допускаемое напряжение зубьев при проверки на выносливость

при напряжения изгибов:

(3.24)

По таблице 3.9 для стали 45 улучшеной при твердости НВ<350

(3.25)

Коэффициент запаса прочности

(3.26)

где [5, с. 45]

[5, с. 45]

Допускаемое напряжение при расчете на выносливость:

для шестерни:

для колеса:

для шестерни отношение:

для колесаотношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, так как полученное отношение для него меньше

Проверяем зуб колеса: