2.5 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Материалы для изготовления конических зубчатых колес подбирают по таблице 3.3 [1]).Для повышения механических характеристик материалы колес подвергают термической обработке. В зависимости от условий эксплуатации и требований к габаритным размерам передачи принимаем следующие материалы и варианты термической обработки (Т.О.).

Примем для колеса и шестерни сталь 40ХН и вариант термообработки ( таблица 3.3 [1]);

колесо—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53;

шестерня—улучшение и закалка ТВЧ по контуру, НRC 48…53.

Определяем допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для колеса [σ]_н2и [σ]_F₂и шестерни [σ]_н1и [σ]_F₁ по формулам (с.10 [2])

[σ]_н=

·[σ]_н0 ; [σ]_F=

·[σ]_F0

где

- коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям, так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то

=1 (с.11 [2])

- коэффициент долговечности при расчете по изгибу , так как редуктор рассчитан на долгий срок службы, то

=1 (с.11 [2]).

Получаем, что

[σ]_н=[σ]_н0 ; [σ]_F=[σ]_F0.

Определяем среднюю твердость зубьев колес НRC_ср=0,5(48+53)=50,5 Мпа

По таблице 2.2 [2] находим формулу для определения допускаемого контактного напряжения

[σ]_н1=[σ]_н2=14· HRC_ср+170 (2.1)

[σ]_н1=[σ]_н2=14· 50,5+170=880 МПа

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F₁=[σ]_F₂=370 МПа (с.24 [2]).

2.6 Проектный расчет передачи

1. Определяем внешний делительный диаметр окружности колеса по формуле (с. 19 [2]) :

(2.2)

где

- коэффициент вида конических колес,

(с. 20 [2]) ;

- передаточное число быстроходной передачи;

Т₂ - вращающий момент на 1 промежуточном валу, Н·м;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев

= 1,45 (таблица 2.3 [2]);

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, н/мм².

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса округляем до ближайшего стандартного значения

2. Определяем углы делительных конусов, конусное расстояние и ширина колес.

Угол делительных конусов колеса и шестерни определим по следующим формулам (с. 20[2]):

для колеса:

i =

2,5 =61,1985º

для шестерни

Конусное расстояние найдем по формуле (с. 20[2]):

(2.3)

где

- делительный диаметр окружности колеса, мм;

- угол делительного конуса колеса.

Ширина колес

=0,0285·42,163=12 мм

4. Модуль передачи.

Для конических колес с круговым зубом находим внешний торцовый модуль передачи (с. 20[2]):

(2.4)

где

- коэффициент вида конических колес,

=1(с. 20[2]);

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца,

=1,71(таблица 2.5[2]);

-ширина колеса, мм;

[σ]_F – допускаемое напряжение на изгиб, МПа.

5. Число зубьев колеса и шестерни.

Число зубьев колеса находим по формуле (с. 20 [2]):

(2.5)

Число зубьев шестерни определяем по формуле (с. 20 [2]):

(2.6)

6. Фактическое передаточное число.

Отклонение от заданного передаточного числа не должно быть более 4%, то есть

Δi=

%=1,2

Отклонение составляет 1,2, что не превышает допускаемого значения - следовательно передаточное число конической передачи определено точно.

7. Окончательные размеры колеса и шестерни.

Угол делительных конусов колеса и шестерни (с. 21[2]):

для колеса:

i =

2,5 =61,1985º

для шестерни

Делительные диаметры колес определим по формулам (с. 21[2]):

(2.7)

Внешние диаметры колес найдем по формулам (с. 21[2]):

где

- коэффициенты смещения,

=0,26;

=-0,26(таблица 2.7 и 2.8 [2]).

_(2.8)

2.7 Проверочный расчет передачи

1. Силы в зацеплении.

Окружная сила на среднем диаметреколеса (с. 23 [2]):

(2.9)

где

=0,857·=мм

Находим осевую силу на шестерне по формуле (с. 23 [2]):

(2.10)

где

- коэффициент учитывающий направление вращения шестерни и направление наклона зубьев, определяем по формуле (с. 23 [2]):