Для входного вала:

Для выходного вала:

_{, где}

_{U1 – передаточное отношение быстроходной передачи,}

_{U2 - передаточное отношение тихоходной передачи.}

_{1.11. Мощности валов привода}

Для входного вала:

Для выходного вала:

, где

P₁– мощность на входном валу;

P₂– мощность на выходном валу;

P_дв– потребная мощность двигателя;

_{пп=0,99 – к.п.д. пары подшипников качения,}

_{зп =0,97 – к.п.д. закрытой передачи,}

_{м =0,98 – к.п.д. муфты.}

_1.12. Крутящие моменты на валах привода:

На входном валу :

на выходном валу:

Таблица полученных данных:

Мощность	Частота вращения	Крутящий момент	Передаточное число
10,3 Р1,кВт	1460 n1,об/мин	67,37 Т1,Нм	2,8 U1
9,8 Р2,кВт	417 n2,об/мин	180 Т2,Нм	5 U2

2.Расчёт цилиндрической косозубой передачи

2.1 Выбор материала

Для шестерни – сталь 40ХН, HRC=48HB=430HB , ;

Для колеса - сталь 40ХН, HB=200HB, ;

-предел текучести

2.2 Допускаемые усталостные контактные напряжения

Расчет по этим допускаемым напряжениям предотвращает усталостное выкрашивание рабочих поверхностей в течении заданного срока службы t.

где S_H1 = 1,3 ; S_H2 = 1,2 - коэффициент запаса прочности;

Z_R=1 - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

Z_V = 1 - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Z_N - коэффициент долговечности

, m=6;

N_GН - базовое число циклов

N_GH1 = (HB)³=430³=79507000<12·10⁷;

N_GH2 = (HB)³=230³=12167000<12·10⁷;

N_HE - эквивалентное число циклов

e_H - коэффициент эквивалентности

;

Время работы передачи

t = t_г (лет)365(дней)24(часа)КгКс=3365240,40,5=5256 час.

Далее все параметры, относящиеся к шестерне, будут обозначаться индексом "1", параметры, относящиеся к колесу - индексом "2".

Эквивалентное число циклов шестерни:

N_HE1 = 60n₁te_H = 6014605256 0,504=232054502,4

Эквивалентное число циклов колеса:

, т.к. ;

, т.к. ;

_Hlim - предел контактной выносливости зубчатого колеса при достижении базового числа циклов N_HG. Для расчета прямозубых передач в качестве расчетного выбирается наименьшее из двух.

_Hlim1 =17·48+200 =1016 Мпа,

_Hlim2 =2·230+70 =530 Мпа,

Допускаемые усталостные контактные напряжения:

Мпа.

Мпа.

Мпа.

Должно соблюдаться соотношение:

2.3 Выбор расчетных коэффициентов.

1)Выбор коэффициента нагрузки

K_H = 1,3...1,5; K_H = 1,3;

2) Выбор коэффициента ширины зубчатого колеса

_а=0,63;

2.4 Проектный расчет передачи.

1). Определение межосевого расстояния

Здесь T₁ - момент на валу шестерни в Нм.

Числовой коэффициент: Ka= 410

Выбираем а_W = 160 мм, в соответствии со стандартом.

2). Выбор нормального модуля

т_ст=2,5

3). Числа зубьев

=25...45⁰ - угол наклона зубьев;

=30⁰, ,

4).Уточняем угол наклона зубьев

5). Делительные диаметры

;

;

Выполним проверку

;

6). Диаметры выступов

;

7). Диаметры впадин

;

8). Расчетная ширина колеса

;

Достаточность осевого перекрытия

9). Торцовая степень перекрытия

10). Окружная скорость

Степень точности 8.