Расчет закрытой конической передачи.

 

3.1. Выбор материала колес зубчатой передачи.

Сталь в настоящее время – основной материал для изготовления зубчатых колес и червяков. Одним из условий совершенствования редукторостроения является повышение контактной прочности активных поверхностей зубьев и их прочности на изгиб. При этом снижается масса и габаритные размеры зубчатой (червячной) передачи, а это повышает ее технический уровень. В условиях индустриального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяются зубчатые колеса (червяки) с твердостью материала Н≤350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность в изготовлении и хорошая прирабатываемость зубьев.

Материал для шестерни и колеса выбираем по таблице 3.1 [ист. _ стр. 52], при условии, что данная передача выполнена с круговым зубом, что способствует уменьшению уровня шума при работе редуктора, а так же обеспечивает более высокую плавность хода.

Шестерня: Сталь 35ХМ 262…302 НВ

Колесо: Сталь 40ХН 235…269 НВ

Термообработка для шестерни улучшение + закалка ТВЧ.

Термообработка для колеса - улучшение.

2. Определяем коэффициенты долговечности:

при

при

Где закладываемый при проектировании рабочий ресурс привода.

Определяем коэффициент долговечности шестерни:

Определяем коэффициент долговечности колеса:

3. Определяем допускаемые контактные напряжения:

Шестерня:

Колесо:

4. Определяем допускаемое напряжение изгиба:

Шестерня:

Колесо:

 

3.2. Проектный расчет.

 

Проектный расчет выполняется по допускаемым контактным напряжениям с целью определения геометрических параметров редукторной пары.

1. Определяем главный параметр передачи – внешний делительный диаметр колеса:

где

К_Нβ = 1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

Ө_Н = 1,85 – коэффициент вида конических колес.

Тогда

Полученное значение округляем до стандартной длины по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326].

2. Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса:

3. Определяем внешнее конусное расстояние:

4. Определяем ширину венца шестерни и колеса:

где

ψ_R = 0,285 – коэффициент ширины венца колеса:

Округляем до стандартного значения по таблице 13.15 [ист. 4 стр. 326] по Ra 20.

5. Определяем внешний окружной модуль зубчатой передачи:

где

К_Fβ = 1,08 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зубчатого венца.

θ_F = 1 – коэффициент вида конических колес.

Тогда

Принимаем

6. Определяем число зубьев колеса и шестерни:

7. Определяем фактическое передаточное отношение и проверяем его отклонение:

8. Определяем действительные углы конусов шестерни и колеса:

9. По таблице 4.6 [ист. 4 стр.71] определяем коэффициенты смещения:

10. Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса:

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

 

Диаметр впадин зубьев:

11. Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

 

3.3. Проверочный расчет.

 

Проверочный расчет должен подтвердить правильность выбора табличных величин, коэффициентов и полученных результатов в проектном расчете, а также определить соотношения между расчетными и допускаемыми напряжениями изгибной и контактной выносливости. При неудовлетворительных результатах проверочного расчета нужно изменить параметры передачи и повторить проверку.

1. Проверяем контактные напряжения:

где

Окружная сила в зацеплении:

К_Нα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Нυ = 1,08 – коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 0,5ω₃d₂ = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.

Тогда

Передача удовлетворяет условиям контактной прочности.

2. Проверяем напряжение изгиба зубьев колеса:

где

К_Fα = 1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

К_Fυ = 1,07 – коэффициент динамической нагрузки. Определяется по таблице 4.3 [ист. 4 стр. 64…65] при v = 1,3 м/с и 8-ом классе точности.

Y_F2 – коэффициент формы зуба колеса. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса.

где

β =35° – угол наклона зубьев.

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба.

Тогда:

3. Проверяем напряжение изгиба зубьев шестерни:

где

Y_F1 – коэффициент формы зуба шестерни. Определяется по таблице 4.7 [ист. 4 стр. 71] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни.

Тогда:

 

Полученные при расчете данные заносим в таблицу.