2. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

   1. Проектировочный расчет передачи по контактной выносливости.

По условию твердость шестерен НВ₁=290. Выберем сталь 40ХН, термическая обработка – улучшение [1,стр. 34,табл.3.3].

Так как в задании нет особых требований к твердости зубчатых колес, выберем материал со средним механическими характеристиками – сталь 40Х; термическая обработка – улучшение, твердость HB=290 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

, [1, с. 33]

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

[1,табл. 3.2, с.34].

К_HL – коэффициент долговечности. При числе циклов нагружения больше базового, принимаем К_HL = 1 для шестерни и колеса [с. 33].

[S_H] - коэффициент безопасности, [S_H] = 1.2 [1, с. 33].

Для косозубых колес расчетное допускаемое напряжение равно:

[1, с. 35]

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Требуемое условие контактной выносливости [_н]1,23[_н2] – выполняется.

Коэффициент К_Нβ для симметричного расположения колес относительно опор принимаем равным: К_Нβ=1,08 [1, табл. 3.5,с. 39,]

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ψ_bа = b/a_w = 0.3 [1, с. 33].

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

, [1, с.32]

где для косозубых колес К_а = 43 [1, с.32]

Т_II – вращающий момент на валу колеса 2.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

a_w = 200 мм [1, с.36].

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0.010.02)*a_w

m_n = (0.010.02)*10 = 24 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60: m_n = 2 мм [1, с.36]

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 15^о и определим числа зубьев шестерни и колеса [1, с.36]:

Принимаем z₁ = 32, тогда z₂ = z₁∙u₁₂ = 32∙5 = 160

Принимаем z₂ = 160

Уточним угол :

_{Найдем основные размеры шестерни и колеса.}

_{Делительные диаметры:}

- делительный диаметр шестерни; - делительный диаметр колеса.

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев:

Определим ширину шестерни и колеса:

Результаты всех вычислений сведены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1. Результаты вычислений

	aw,мм	mn, мм	Z	d, мм	dа, мм	df,мм	b, мм
Шестерня	200	2	32	66.667	70.667	61.667	65
Колесо			160	333.33	337.33	328.33	60

2. Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость.

Задачей данного пункта является проверка условия контактной выносливости зубьев. Основным видом разрушения зубьев является усталостное выкрашивание.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес:

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81.

[1, с.32].

Для симметричного расположения колес, твердости НВ<350 и при _bd=0.975 коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца K_H=1,11 [1,табл. 3.5, с.39].

При V=3.2 м/с и 8-ой степени точности коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями K_H=1,09 [1,табл. 3.4, с.39].

Для косозубых колес при V < 5 м/с динамический коэффициент K_HV=1,0[1, табл.3.6,с.40].

Таким образом,

Проверка контактных напряжений:

; [1, с.31]

Условие контактной выносливости зубьев выполнено.