ВЫБОР МАТЕРЬЯЛА ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС И ОПРЕДЕЛЕЕИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2. ВЫБОР МАТЕРЬЯЛА ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС И ОПРЕДЕЛЕЕИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Выбор материала для зубчатых колес

Обычно зубчатые колеса изготавливаются из углеродистых и легированных сталей. По твердости все зубчатые колеса делятся на две большие группы:

- Зубчатые колеса с твердостью *

- Зубчатые колеса с твердостью >

Из условия равномерного износа колес материал шестерни должен быть качественнее чем материал зубчатого колеса, то есть HB₁=HB₂+30 .

Исходные данные

Обычно берут такую зависимость:

HB₁ =HB₂+(25÷35)

HB₁-твёрдость шестерни

HB₂-твёрдость зубчатого колеса

HB₂=N₂ ּ100=2.5 ּ100=255

HB₁= HB₂ +25=255+30=280

В данном проекте был выбран материал для зубчатых колес из таб.2.1[2] и 5.1[2] марка стали 45 .Сталь подверглась двум термическим обработкам: в результате нормализации HB₂=255 - для колеса;

В результате улучшения HB₁=280 - для шестерни.

2.2 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых контактных напряжений

,

где  допускаемое напряжение при нулевом цикле:

=2 ^.280+70=630

=2 ^.255+70=580

коэффициент нагрузки при

 h_H=1,2 - коэффициент безопасности

=630ּ1/1,2=525

=580ּ1/1,2=483 ,

Определение допускаемых напряжений на усталостную прочность

-допускаемое напряжение на усталостную рочность при нулевом цикле

k_F=1 коэффициент нагрузки

 - коэффициент безопасности

s_F1^limB1=1,75 ^.HB₁=1,75 ^.280=490 Н/мм²

=1,75 ^.255=446

s_Fa1=s_F^limB1.k_h/ h_H=490 ּ1/ 1,75=280 Н/мм²

s_F2=s_F^limB2.k_h /h_H=446ּ1/ 1,75=255 Н/мм²

3. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПРЯМОЗУБОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проектный расчет конического редуктора состоит в определении одного из геометрических размеров редуктора (d_e2, m_t) из условия прочности зубьев, из контактных напряжений на усталость.

Проектный расчёт определяется из условия прочности по контактным напряжениям.

3.1 Определяем диаметр внешнего делительного конуса d_e2

По формуле 2.33[1] имеем:

где  - коэффициент концентрации нагрузки стр.20[1]

U =4 – передаточное отношение для конической передачи

Т₂ = 65.08 Н/м – крутящий момент на тихоходном валу редуктора

 - допускаемое контактное напряжение

v_H=0,85 - стр.20[1]

3.2 Геометрические параметры передачи

Уголы делительных конусов, конусное расстояние ширина колёс 2.34[1]

, где

U=2,5

 – передаточное отношение для конической передачи

Конусное расстояние 2.35[2]

, где

 - диаметр внешней делительной окружности колеса

 - угол делительных конусов

Ширина венца 2.36[1]:

, где

R_e – конусное расстояние

Вычисление модуля передачи 2.37[1]

, где

k_F=1,0 – коэффициент для прямозубых колёс стр.52 [1]

Т₂ = 65.08 Н/м – крутящий момент на тихоходном валу редуктора

v_F=0,85 - коэффициент для прямозубых колёс стр.52 [1]

 - диаметр внешней делительной окружности колеса

b=28мм – ширина колёс

 - допускаемое напряжение

примем модуль равный m_e=1

Число зубьев колёс

, где

 - диаметр внешней делительной окружности колеса

m_e(m_te)=1 - модуль передачи

зубьев

Число зубьев шестерни 2.39[1]:

, где

z₁=180 – число зубьев колеса

=4 – передаточное отношение для конической передачи

зубьев

Фактическое передаточное число

,где

z₂=180– число зубьев колеса

z₁=45– число зубьев шестерни

отклонение от заданного передаточного числа:

=76˚

Делительные диаметры колес 2.41[1]:

 

 

Коэффициенты смещения 2.42[1]:

Внешний диаметр колес 2.43[1]:

Определим длину образующей внешнего делительного конуса :

Определим среднюю длину образующей внешнего делительного конуса :

Высота ножки зуба: h_c=2,4∙m_e=2,4∙1=2,4 мм

Высота головки зуба: h_ae=1∙m_e=1∙1=1 мм

Силы в зацеплении

Окружная сила:

 N

где d_m2=0,857∙d_e2=0,857∙ 180=154.2 мм