Определение внешнего делительного диаметра колеса .

Принимаем по ГОСТу d_e2=180мм.

Определение чисел зубьев шестерни

где:

Принимаем Z₁=26

Определение чисел зубьев колеса

Для колеса: Z₂=Z₁ U=30*2,8=106. Принимаем Z₂=106.

Определение среднего окружного модуля

Принимаем m=2

Определение внешнего окружного модуля

Принимаем

Фактическое передаточное число .

= = =2.8

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа:

Определение геометрии конической передачи.

Определение угла делительного конуса колеса.

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца

Принимаем b_w=30mm.

Внешний делительный диаметр шестерни и колеса

Средний делительный диаметр шестерни и колеса:

Внешняя высота головки зуба шестерни и колеса:

где Х₁ =0,21.

Внешняя высота ножки зуба шестерни и колеса:

Внешняя высота зуба:

Угол ножки зуба:

шестерни:

колеса:

Проверка контактной прочности

Окружная скорость : м/с.

Степень точности передачи 8.

Согласно графику 4 и табл.12 выбираем: K_Н = 1.13 , K_НV=1.06

K=K_V ^ K_=1.13*1.06=1.2

Контактное напряжение:

Условие выполняется.

Проверка зубьев колёс на изгибную прочность.

Эквивалентное число зубьев:

шестерни:

колеса:

Коэффициент формы зуба:

шестерни:

колеса:

Коэффициент нагрузки:

. Напряжение изгиба:

Условие выполняется.

2.2.2 Расчет тихоходной ступени

Выбираем материал и вид термообработки для шестерни и колеса ст.45, ТО – улучшение, твердость для шестерни НВ230, твердость для колеса НВ200.

Определяем допускаемые контактные напряжения для шестерни:

коэффициент долговечности:

;

где N_HO-базовое число циклов, при HB=250, N_HO=16,5*10⁶ циклов;

Распределение нагрузки во времени

М

1M

0,75M

0.3t 0.3M

0.55t

0.15t t

Продолжительность работы передачи:

Д=365 Г К_Г 24 К_С= =3679,2ч.

Эквивалентное число циклов:

(для шестерни);

Определяем допускаемые контактные напряжения для колеса:

коэффициент долговечности:

Эквивалентное число циклов:

(для колеса).

Определяем допускаемое контактное напряжение, для прямозубой передачи принимается по наименьшему значению:

Определяем допускаемые напряжения на изгиб для шестерни:

где - предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения ;

− коэффициент безопасности

– коэффициент, учитывающий реверсивность передачи. , т.к. передача нереверсивная;

– коэффициент долговечности. , т.к. .

2.2.30 Определяем допускаемые напряжения на изгиб для колеса:

Определяем межосевое расстояние , мм:

где:

U-передаточное число, U_з=4,5,

T₂-вращающий момент, Т₂=75.28 Н·м,

К_Н=1,05-для косозубой передачи.

Тогда

.

Округляем до стандартного значения а =125 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления:

Выбираем m_n=2 мм.

Определяем число зубьев:

Принимаем Z =125

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем Z₁=22

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Уточненное значение передаточного числа зубчатой передачи:

Допускаемое отклонение от заданного передаточного числа:

Условие выполняется

Проверяем значение величины межосевого расстояния:

Делительный диаметр шестерни и колеса:

Проверяем значение величины межосевого расстояния:

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

d_a1=d₁+2m=44+2*2 =48мм;

d_a2=d₂+2m=206+2*2=210мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

d_F1= d₁-2.5m= 44-2,5*2=39 mm

d_F2= d₂-2.5m= 206-2,5*2=201 mm

Ширина шестерни и колеса:

Принимаем b₂=50 мм

b₁=b₂+5=55мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость шестерни:

Выбираем 8-ю степень точности для зубчатых колес.

Коэффициент нагрузки:

Проверяем величину контактных напряжений в зацеплении:

Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба:

Для шестерни

где:

окружная сила шестерни ;

коэффициент наклона зуба

Для колеса

где:

окружная сила колеса