2. Расчет цилиндрической косозубой передачи.

P₂;n₂;z₂;HB₂;

a_w

P₁;n₁;z₁;HB₁

b_w

df₂

df1

dw2

dw₁

da₂

da₁

Рисунок 2.1 Расчетная схема цилиндрической передачи.

=1,9 кВт - мощность на колесе цилиндрической передачи;

=170 - частота вращения колеса;

- передаточное число передачи;

Материал колеса и шестерни сталь 40Х, термическая обработка колеса – улучшение.

Допускаемые контактные напряжения

Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для выбранного материала (см. табл. 3.2 [1] )

Определяем коэффициент долговечности

Коэффициент безопасности [S_H ]=1.1

Допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса

К_Нβ - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии для не симметричного расположения зубчатых колёс относительно опор при коэффициенте ширины венца по делительному диаметру

– коэффициент ширины колеса относительно делительного диаметра;

– коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Рассчитываем межосевое расстояние передачи удовлетворяющее контактной выносливости активных поверхностей

зубьев (см. формулу 3.7 [1] ).

мм;

Принимаем по ГОСТ 2185-66 (см. с. 36 [1] ) мм

Модуль зацепления

По ГОСТ 9563-60 (см. с. 36 [1] )

Суммарное число зубьев [2, с. 21]:

,

шестерни: ;

колеса: .

Фактическое передаточное число:

Уточняем значение угла β:

.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

;

,

проверка: .

Диаметры вершин зубьев:

;

,

диаметры впадин:

;

.

Ширина колеса:

.

Ширина шестерни:

.

Скорость колеса цилиндрической ступени:

.

Так как окружная скорость < 3,5 м/с, то зубчатое зацепление отделим от подшипников мазеудерживающими кольцами.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

При данной скорости назначаем 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений:

.

По табл.3.5 [1] при , несимметричном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, .

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл. 3,4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при (см. таб. 3.6 [1]).

Таким образом,

Контактное напряжение по формуле 3.6 [1]:

Силы, действующие в зацеплении тихоходной ступени:

окружная:

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба см. форм.3.25 [1]:

Коэффициент нагрузки

По табл.3.7 [1] при , несимметричном расположение колес, относительно опор и твердости НВ<350, значения .

По табл. 3.8 при твердости НВ<350, скорости и 8-й степени точности .Итак .

Y_F– коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев :

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 =4,1 и Y_F2 =3,6 см. с.42 [1].

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 [1] для стали 40Х улучшение при твердости НВ=180 и HВ=200 -предел выносливости соответствует базовому числу циклов

_– шестерни

– колеса

Коэффициент запаса прочности [s_F]=1.75

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

– шестерни

– колеса

Для колеса отношение .

Для шестерни отношение .

Коэффициент Y_β учитывает повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми (см. пояснение к формуле 3.25 [1] ):

.

Коэффициент К_Fα учитывает распределение нагрузки между зубьями. По формуле, приведенной в ГОСТ 21354-75,

где ε_α =1,5- коэффициент торцового перекрытия и n=8 – степень точности зубчатых колес (см.формулу 3.5 [1] и пояснения к ней ).

Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса по формуле 3.5 [1], так как полученное отношение для него меньше.

Вывод: Полученные расчетом размеры зубчатого зацепления косозубой ступени обеспечивает работоспособность передачи, т.к. σ_H<| σ_H |, σ_F<| σ_F|