4. Расчет конической зубчатой передачи

Шестерня Колесо

40 Х 45

HRC50…55 НВ 269…302

_но1 = 14 _* HRC + 170 = 912 МПа _но2 = 1,8 _* HВ + 67 =

= 1,8 _* 269 + 67 = 553 МПа

S_н = 1,2 S_н = 1,1

N_HO1 = 90 _* 10⁶ N_HO2 = 25 _* 10⁶

N_НE1 = 190,72 _* 10⁶ N_HE2 = 60,54 _* 10⁶

N_НЕ = 60 _* n_{i *} t_

т.к. N_НЕ > N_HO­  К_HL = 1

для конички = 0,45 ([_н]₁ + [_н]₂)  1,15 [_н]₂

[_н]_расч. = (760 + 502,72) _* 0,45 = 568,23 МПа

[_н]_max1 = 40 _* HRC = [_н]_max2 = 2,8 _* _m = 28 _* 540 =

= 40 _* 52 = 2080 МПа = 1512 МПа

изгиб

_F0 = 370 МПа _F0 = 1,03 _* НВ = 1,03 _* 270 = 278,1 МПа

S_F = 1,75

[_F]_max1 = 1260 МПа [_F]_max2 = 2,74 _* НВ = 2,74 _* 269 = 737,06 МПа

4.1. Диаметр внешней делительной окружности колеса

где СН = 0,85, К_Е = 0,63 – коэффициент долговечности

- коэффициент нагрузки

N_ = 20 _* 10⁶ МПа

N = t_{ *} 60 _* n_i = 16819,2 _* 60 _* 60 = 60,54 _* 10⁶ МПа

 = = 0,63 _* 1,446 = 0,911

Т₂ = Т_вых = 784



= 0,18 _* 1650 = 308,44 (мм) = 315

1. внешнее конусное расстояние:

2. ширина колеса и шестерни:

b’ = 0,285 _* Re = 0,285 _* 158,5 = 45,17  48 (мм) (по Ra 40)

Проверка контактного напряжения:

, где К_н по фактической скорости



если  > [_н] на 3% - не рекомендуется,

если , то нужно умножить de.

_н = 1,22 + 0,21 _* U = 1,22 + 0,21 _* 4 = 2,06

К_н = К_{н *} К_{н *} К_нv (стр. 92. Ч. – С.)

К_н = 1

К_н = К⁰_{н *} (1-х) + х  1,05 К⁰_н = 2,4

К_н = 2,4 _* (1-0,5) + 0,5  1,05 1,7  1,05

К_нv = 1,23

К_н = 1 _* 1,7 _* 1,23 = 2,091



_н < [_н] удовлетворяет

3. внешний торцевый модуль.

число зубьев колеса:

число зубьев шестерни:

Z₁’ = Z₂”/U = 81,68 / 4 = 20,42 = 21

число зубьев колеса:

Z₂^’ = U _* Z₁ = 84 

4.2. Окружная сила

4.3. Напряжение изгиба

где Y_F – от биэквивалентного ч. з. Z_vn и относительного смещения Х_n

_m = 35^ cos35^ = 0,81915



 - угол делительного конуса

₂ = arctg U = arctg 4 = 75⁰96

₁ = 90⁰ – 75⁰96^’ = 15⁰

X_n2 = -x_n1 = -0,28

_F = 0,94 + 0,084 = 1,26

I_F = 3,95

K_FE = 0,81 (стр. 77 Ч.-Сн.)



N = 60 _* t_{ *} n_i = 60 _* 16819,2 _* 60 = 60,45 _* 10⁶

N_ = 4 _* 10⁶



Напряжение изгиба: , где

K_F = K_{F *} K_{F *} K_Fv  K_F =1 K_Fv = 1,13

K_F = K_F⁰ _* (1 – x) + x  1,04

K_F⁰= 1,45  K_F = 1,46 _* (1 – 0,5) + 0,5  1,04

1,23  1,04

K_F = 1 _* 1,23 _* 1,13 = 1,3899

=

= 0,021 _* 0,928 _* 5,808 _* 1,273 _* 1,38 = 0,1988

5. Расчет валов

5.1. Предварительный расчет диаметров валов

[] = 30…35 МПа

Диаметры валов в местах посадки подшипников:

dв₁ = 20 [мм] – быстроходный вал

dв₂ = 25 [мм] – промежуточный вал

dв₃ = 30 [мм] – тихоходный вал

5.2. Определение реакций в опорах и построение эпюр крутящего момента и изгибающего момента

Быстроходный вал

Ft = 2342,438 (H)

FR = 852,647 (H)

F_A = 475,652 (H)

а = 45 (мм)

в = 130 (мм)

1) R_{AX *} (а _* в) – Ft_{1 *} в = 0

2)

3)

Промежуточный вал

Ft₂ = 2342,438 (H)

FR₂ = 852,647 (H)

F_A2 = 475,652 (H)

а = 45 (мм)

в = 55 (мм)

с = 53 (мм)

Ft₃ = 7232,358 (H)

F_r3 = 2632,578 (H)

F_A3 = 1385,411 (H)

1)

2)

(б)

(m)

()

(m)

Тихоходный вал

1) Fz₄ = 2632,578 (H)

Fa₄ = 1358,411 (H)

Ft₄ = 7232,358 (H)

а = 40 (мм)

в = 145 (мм)

с = 53 (мм)

2)