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.

 

Проектный расчет
Параметр	Значение		Параметр	Значение
Внешнее конусное расстояние	144,3 мм		Внешний делительный диаметр шестерни колеса	69 мм 279 мм
Внешний окружной модуль	3 мм		Внешний диаметр окружности вершин шестерни колеса	75 мм 279,88 мм
Ширина зубчатого венца	42 мм		Внешний диаметр окружности впадин шестерни колеса	64,5 мм 280,7 мм
Число зубьев шестерни колеса			Средний делительный диаметр шестерни колеса	59,1 мм 239,1 мм
Угол делительного конуса шестерни колеса			Передаточное отношение	4,04
Проверочный расчет
Параметр	Допускаемые значения	Расчетные значения	Примечания
Контактные напряжения	514 Н/ мм^2	479 Н/ мм^2
Напряжения изгиба зубьев шестерни колеса	268 Н/ мм^2 248,5 Н/ мм^2	86 Н/ мм^2 83,6 Н/ мм^2